梁廳++吳澤勛++孟凡亮++張林波

摘要： 建立汽車發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)有限元模型，并將分析結(jié)果與試驗(yàn)?zāi)B(tài)對(duì)比，驗(yàn)證該有限元模型的準(zhǔn)確性.分別采用準(zhǔn)靜態(tài)法和模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法得到焊點(diǎn)的應(yīng)力時(shí)間歷程；基于PalmgrenMiner線性損傷累積準(zhǔn)則和SN曲線對(duì)比評(píng)估焊點(diǎn)疲勞壽命，并在模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)方法中考慮截止頻率和結(jié)構(gòu)阻尼對(duì)焊點(diǎn)疲勞壽命的影響.與虛擬臺(tái)架試驗(yàn)的對(duì)比結(jié)果表明：準(zhǔn)靜態(tài)預(yù)測(cè)的焊點(diǎn)壽命大于試驗(yàn)壽命，截止頻率為200 Hz且結(jié)構(gòu)阻尼為0.06的模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果較吻合.基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法優(yōu)化設(shè)計(jì)的發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋通過耐久路試.

關(guān)鍵詞： 汽車； 艙蓋； 模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)； 焊點(diǎn)； 疲勞壽命； 準(zhǔn)靜態(tài)

中圖分類號(hào)： U463.84； TB115.1文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B

Fatigue life analysis on spot welds in automotive hood

based on modal stress recovery

LIANG Ting， WU Zexun， MENG Fanliang， ZHANG Linbo

（Chery Automobile Co. Ltd.， Wuhu 241009， Anhui， China）

Abstract： The finite element model of spot welds on automotive hood is built and analyzed. The comparison of the analysis results with the test mode results indicates that the finite element model is valid. The quasistatic and modal stress recovery methods are used to obtain the time history of stress. The fatigue life estimation of spot welds is implemented based on PalmgrenMiner linear damage accumulation rule and SN curve， and the effect of cutoff frequency and structural damping on the fatigue life of spot welds is considered in modal stress recovery method. The comparison with the virtual rig test results indicate that the fatigue life obtained by quasistatic method is larger than that of test， and the modal stress recovery result is consistent with the test result while the structural damping is 0.06 and the cutoff frequency is 200 Hz. The optimized hood passed the durability road test.

Key words： automobile； hood； modal stress recovery； spot weld； fatigue life； quasistatic

收稿日期： 2017[KG*9〗01[KG*9〗06修回日期： 2017[KG*9〗02[KG*9〗08

作者簡(jiǎn)介： 梁廳（1986—），男，江蘇徐州人，碩士，研究方向?yàn)槠嚻趶?qiáng)度仿真，（Email）liangting_hrbust@126.com0引言

發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋是轎車的重要總成之一，鈑金一般采用電阻點(diǎn)焊進(jìn)行永久性連接.據(jù)統(tǒng)計(jì)，發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋一般有30～50個(gè)電阻點(diǎn)焊.發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋不僅對(duì)轎車外觀、NVH、風(fēng)阻、動(dòng)力等性能有影響，甚至在車與行人碰撞時(shí)，對(duì)行人頭部傷害值也有顯著的影響.[1]在轎車行駛過程中，發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋受到來自地面和發(fā)動(dòng)機(jī)的各個(gè)方向隨機(jī)、復(fù)雜的動(dòng)態(tài)激勵(lì)，有可能引起動(dòng)態(tài)疲勞失效問題.同時(shí)，焊點(diǎn)在焊接過程中會(huì)產(chǎn)生殘余應(yīng)力、引起組織改變，是天然的裂紋，所以發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)容易產(chǎn)生疲勞失效.焊點(diǎn)的疲勞失效會(huì)引起發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋的耐久性及其他各性能下降，嚴(yán)重時(shí)會(huì)影響行駛安全.因此，準(zhǔn)確分析、預(yù)測(cè)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)疲勞壽命是耐久工程師亟待解決的問題.

焊點(diǎn)疲勞分析方法有應(yīng)力壽命法[24]、應(yīng)變壽命法[5]和裂紋擴(kuò)展法.[67]由于利用有限元可以方便、迅速獲取焊點(diǎn)應(yīng)力，因此應(yīng)力壽命法應(yīng)用廣泛.NAKAHARA等[2]用梁?jiǎn)卧M焊點(diǎn)，根據(jù)彈性力學(xué)理論推導(dǎo)出梁?jiǎn)卧刃ЫY(jié)構(gòu)應(yīng)力，并基于名義應(yīng)力法評(píng)估焊點(diǎn)疲勞壽命.AFSHARI等[8]研究準(zhǔn)靜態(tài)拉伸試驗(yàn)中鋁合金的焊點(diǎn)疲勞，提出預(yù)測(cè)方法.杜中哲等[9]和趙婷婷等[10]通過車身進(jìn)行單位激勵(lì)得到應(yīng)力分布，根據(jù)靜態(tài)疊加原理，估算路面激勵(lì)下車身結(jié)構(gòu)及焊點(diǎn)疲勞壽命.龍海強(qiáng)等[11]以虛擬迭代得到的車身連接點(diǎn)載荷為激勵(lì)，基于慣性釋放得到的車身及焊點(diǎn)的應(yīng)力分布，完成焊點(diǎn)疲勞分析與累積損傷疊加，預(yù)測(cè)焊點(diǎn)的疲勞壽命并進(jìn)行改進(jìn)分析.吳長(zhǎng)德等[12]對(duì)某電池箱進(jìn)行定頻振動(dòng)分析得到響應(yīng)的應(yīng)力結(jié)果，利用Miner法則預(yù)測(cè)電池箱焊點(diǎn)疲勞壽命，并對(duì)薄弱區(qū)域進(jìn)行焊點(diǎn)優(yōu)化布置.上述研究采用準(zhǔn)靜態(tài)或靜態(tài)法，以梁?jiǎn)卧M焊點(diǎn)，通過靜態(tài)疊加法預(yù)測(cè)焊點(diǎn)疲勞壽命.但是，梁?jiǎn)卧亩瞬苛土厝菀资苓B接的殼單元網(wǎng)格質(zhì)量的影響，焊點(diǎn)疲勞分析結(jié)果離散性較大.

對(duì)于激勵(lì)頻率和結(jié)構(gòu)固有頻率差別較大的情況，準(zhǔn)靜態(tài)法可以滿足工程要求.如果動(dòng)態(tài)交替載荷的頻率分布與結(jié)構(gòu)的固有頻率接近或重合時(shí)，結(jié)構(gòu)由于諧振經(jīng)常會(huì)產(chǎn)生動(dòng)態(tài)疲勞失效，此時(shí)應(yīng)基于結(jié)構(gòu)動(dòng)應(yīng)力計(jì)算疲勞.結(jié)構(gòu)動(dòng)應(yīng)力分析方法分為直接瞬態(tài)法和模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法.直接瞬態(tài)法工作量大，分析周期長(zhǎng)，因此汽車零部件的動(dòng)應(yīng)力一般采用模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法.GU等[13]建立剛?cè)狁詈险嚹Ｐ?，基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)得到A型車架的應(yīng)力時(shí)間歷程，根據(jù)PalmgrenMiner準(zhǔn)則和SN曲線預(yù)測(cè)A型架疲勞壽命.孫宏祝等[14]綜合運(yùn)用有限元分析、整車動(dòng)力學(xué)仿真、疲勞分析等，應(yīng)用模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)再現(xiàn)汽車運(yùn)行中的下橫臂所受載荷歷程，預(yù)測(cè)下橫臂壽命.米小珍等[15]建立曲軸多體動(dòng)力學(xué)模型，獲得曲軸模態(tài)坐標(biāo)時(shí)間載荷歷程，結(jié)合修正的SN曲線，采用模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法進(jìn)行滿載荷工況下內(nèi)燃機(jī)曲軸的疲勞損傷評(píng)估.雖然模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法已經(jīng)廣泛應(yīng)用于底盤[16]、發(fā)動(dòng)機(jī)等零部件的疲勞分析，但沒有涉及到白車身，特別是焊點(diǎn)連接的動(dòng)態(tài)疲勞方面.

本文以某轎車為例，基于PalmgrenMiner線性損傷累積準(zhǔn)則和SN曲線評(píng)估發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)疲勞壽命.建立應(yīng)力概念的焊點(diǎn)有限元模型，采用準(zhǔn)靜態(tài)和模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)計(jì)算焊點(diǎn)結(jié)構(gòu)應(yīng)力時(shí)間歷程，基于PalmgrenMiner線性損傷累積準(zhǔn)則評(píng)估焊點(diǎn)疲勞壽命，并討論模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法中截止頻率和結(jié)構(gòu)阻尼對(duì)焊點(diǎn)疲勞壽命的影響，最后基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì).

1準(zhǔn)靜態(tài)法和模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)疲勞理論

1.1準(zhǔn)靜態(tài)法

準(zhǔn)靜態(tài)法只分析線彈性應(yīng)力，線彈性應(yīng)力時(shí)間方程為σij（t）=kPk（t）σij，kPk， f（1）式中：σij（t）為所有工況下的應(yīng)力分量疊加后的應(yīng)力分量時(shí)間歷程；k為單位工況編號(hào)；Pk（t）為工況k的載荷時(shí)間歷程；σij，k為單位工況k的應(yīng)力分量分布；Pk， f為單位工況k的單位載荷幅值.

1.2模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)

基于CraigBampton模態(tài)綜合法，Adams中柔性體中的變形表示為彈性、小變形.任一節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)表示為ξ=[x y z ψ φ ζ p]T=R Ψ Φ（2）式中：x，y和z為全局坐標(biāo)系下的局部坐標(biāo)系坐標(biāo)；ψ，φ，ζ為局部坐標(biāo)系在全局坐標(biāo)系下的歐拉角；p為模態(tài)坐標(biāo)；R，Ψ和Φ分別為局部坐標(biāo)系、模態(tài)坐標(biāo)的矩陣形式.

柔性體動(dòng)力學(xué)由拉格朗日方程表示為M-12MξT+Kξ+fg+D+[Ωξ]Tλ=Q（3）式中：K，D和M分別為廣義剛度、阻尼和質(zhì)量矩陣；ξ為包含模態(tài)坐標(biāo)p的節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)；fg為廣義重力；λ為約束方程Ω的拉格朗日乘子；Q為廣義力矩陣.解上述方程可得到模態(tài)坐標(biāo)p.

基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)，節(jié)點(diǎn)應(yīng)力σ=ΦEσ（4）式中：Eσ為模態(tài)應(yīng)力矩陣；Φ為模態(tài)坐標(biāo)矩陣.

1.3線性損傷累積準(zhǔn)則

根據(jù)PalmgrenMiner線性累積損傷準(zhǔn)則[17]，零件為失效條件為D=niNi， f≥1.0（5）式中：D為總損傷；ni為應(yīng)力水平Si的循環(huán)次數(shù)；Ni， f為對(duì)應(yīng)于應(yīng)力水平Si的總循環(huán)次數(shù).

2耐久試驗(yàn)

為滿足車輛耐久要求，主機(jī)廠一般在試驗(yàn)場(chǎng)進(jìn)行耐久路試，但是受天氣和駕駛員影響，成本高、周期長(zhǎng).目前，虛擬道路試驗(yàn)已經(jīng)越來越多的應(yīng)用在汽車設(shè)計(jì)階段.根據(jù)30 000 km耐久試驗(yàn)規(guī)范，以試驗(yàn)場(chǎng)采集載荷譜為激勵(lì)，采用多通道耦合試驗(yàn)臺(tái)架進(jìn)行整車耐久試驗(yàn)，見圖1.試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)，2個(gè)連接發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋的鉸鏈加強(qiáng)板和發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋內(nèi)板的焊點(diǎn)P1和P2出現(xiàn)開裂（見圖2），失效里程分別為8 918和29 356 km.

3有限元模型

3.1焊點(diǎn)有限元模型

一輛典型的白車身包含3 000個(gè)電阻點(diǎn)焊.[3]DANCETTE等[18]根據(jù)金屬斷面圖形學(xué)和x光分析結(jié)果，將焊點(diǎn)及周邊區(qū)域分為3個(gè)區(qū)域：本體（臨界熱影響區(qū)）、焊核邊界（粗粒熱影響區(qū)）和焊核.為得到焊點(diǎn)及周邊區(qū)域準(zhǔn)確的結(jié)構(gòu)應(yīng)力，本文基于應(yīng)力概念建立焊點(diǎn)有限元模型，見圖3.焊接區(qū)域由焊核、熱影響區(qū)和本體3層單元組成，最外層為本體區(qū)域，中間層為熱影響區(qū)，均由8個(gè)QUAD4單元組成，熱影響區(qū)與本體材料基本一致.最內(nèi)層焊核區(qū)域由4個(gè)QUAD4單元組成，材料與本體不同.焊接不同區(qū)域的材料屬性見表1.每層板的焊核中心通過BEAM單元連接.根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，焊接區(qū)域（焊核與熱影響區(qū)）直徑為5t，t為最薄板厚.

Tab.1Property of spot weld material區(qū)域彈性模型/MPa泊松比剪切模量/MPa密度/（t/m3）本體2.10×1050.308.08×1047.85×10-9熱影響區(qū)2.10×1050.308.10×1047.85×10-9焊核8.40×1060.303.20×1067.85×10-9

3.2發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋有限元模型

發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋有限元模型共有50 309個(gè)節(jié)點(diǎn)和50 747個(gè)單元，通過對(duì)比發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋分析與試驗(yàn)?zāi)B(tài)，可提高發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋有限元模型的準(zhǔn)確性.除前6階剛體模態(tài)外，分析與試驗(yàn)的前3階自由模態(tài)見表2.由此可以看出，前3階模態(tài)振型完全相同，其中第1和2階模態(tài)見圖4.模態(tài)頻率誤差最大為4.1%，因此可以認(rèn)為該發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋有限元模型滿足分析要求.

Tab.2Mode of hood階數(shù)頻率/Hz分析試驗(yàn)誤差/%振型125.325.8-2.01階扭轉(zhuǎn)251.451.401階彎曲375.572.44.1繞y軸1階彎曲a）第1階模態(tài)

b）第2階模態(tài)

圖 4發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋模態(tài)振型

Fig.4Modal vibration shapes of hood

4疲勞分析結(jié)果

4.1準(zhǔn)靜態(tài)法

試驗(yàn)場(chǎng)特征路多，采集的載荷譜數(shù)據(jù)量大.為縮短分析周期，通過虛擬迭代，根據(jù)損傷等效準(zhǔn)則，選擇其中6段特征路面，通過循環(huán)組合代替試驗(yàn)場(chǎng)整段載荷譜，所選特征路面的循環(huán)次數(shù)見表3.

Tab.3Cycle numbers of characteristic road路面road1road2road3road4road5road6循環(huán)次數(shù)5001 6002 5001 5303149 000

以表3中特征路面的載荷譜為激勵(lì)進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)仿真，輸出車身與底盤連接點(diǎn)載荷.分析發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋在單位載荷下的應(yīng)力分布，結(jié)合車身連接點(diǎn)載荷進(jìn)行應(yīng)力靜態(tài)累加，得到發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋應(yīng)力時(shí)間歷程，由PalmgrenMiner損傷累積準(zhǔn)則計(jì)算發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)疲勞壽命.

根據(jù)準(zhǔn)靜態(tài)法計(jì)算得到的發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋疲勞損傷分布見圖5.由此可以看出，大損傷區(qū)域主要集中在焊點(diǎn)P1和P2處.P1和P2在各路面下的準(zhǔn)靜態(tài)疲勞損傷結(jié)果見表4.從表中可以看出，road1， road2， road4 和road5對(duì)P1點(diǎn)總損傷均有一定貢獻(xiàn).road1和road6對(duì)P2點(diǎn)損傷起決定性作用，遠(yuǎn)大于其他路面.P1和P2點(diǎn)總損傷分別為8.94×10-2和4.74×10-3，對(duì)應(yīng)開裂里程分別為33 557和6 329 113 km.圖 5發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋準(zhǔn)靜態(tài)法疲勞損傷分布

Fig.5Fatigue damage distribution of hood obtained by

quasistatic method

Tab.4Fatigue damage values of spot weld obtained by

quasistatic method位置P1P2road12.06×10-12.77×10-3road21.63×10-11.66×10-4road31.18×10-22.50×10-5road43.19×10-16.54×10-5road51.47×10-11.02×10-4road64.73×10-21.62×10-3總損傷8.94×10-14.74×10-3

4.2模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法

4.2.1動(dòng)態(tài)疲勞分析

建立包含發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋柔性體的整車剛?cè)狁詈隙囿w模型，見圖6.以表3特征路載荷譜為激勵(lì)，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真.road3載荷激勵(lì)下發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋前2階模態(tài)坐標(biāo)時(shí)間歷程見圖7.通過模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)，得到road3載荷激勵(lì)下的P1焊點(diǎn)結(jié)構(gòu)應(yīng)力時(shí)間歷程，見圖8.通過線性損傷累積，得到基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)的發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋損傷分布見圖9.模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)的鈑金疲勞損傷不僅分布與準(zhǔn)靜態(tài)法不同，且結(jié)果大于準(zhǔn)靜態(tài)法.各路面下P1和P2焊點(diǎn)損傷分布見表5.由此可以看出：road3路面對(duì)該2處焊點(diǎn)損傷顯著大于其他路面，因此P1和P2焊點(diǎn)疲勞主要由road3造成.

recovery method位置P1P2road14.28×10-41.22×10-6road22.77×10-03.42×10-8road33.84×1001.10×100road41.53×10-48.18×10-7road57.04×10-63.40×10-8road65.45×10-42.82×10-6總損傷3.84×1001.10×100通過對(duì)載荷進(jìn)行頻譜分析，發(fā)現(xiàn)road3載荷主要集中在23.0 Hz，與表2發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋第1階模態(tài)頻率接近，其他路面載荷分布在0.05～50.00 Hz之間，沒有出現(xiàn)在發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋1階頻率附近.因此在road3載荷下，發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋會(huì)發(fā)生共振，導(dǎo)致響應(yīng)劇增.P1和P2點(diǎn)總損傷分別為3.84和1.10，對(duì)應(yīng)開裂里程為7 812和27 272 km.

4.2.2截止頻率對(duì)疲勞壽命的影響

系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)可以由一系列的固有模態(tài)描述.為準(zhǔn)確表述系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)，應(yīng)該讓所有的固有頻率均參與計(jì)算.在絕大多數(shù)情況下，對(duì)于復(fù)雜系統(tǒng)，只需要一些低階模態(tài)即可滿足工程需求，更高級(jí)模態(tài)通常被截止，但不合適的截止頻率會(huì)導(dǎo)致較大的誤差.為得到合適的截止頻率，設(shè)置截止頻率分別為100，200和 300 Hz.疲勞壽命隨截止頻率的變化情況見圖10，其中y軸為以截止頻率300 hz為基數(shù)的損傷比值.隨著截止頻率增加，疲勞損傷降低并趨于穩(wěn)定.因此，綜合考慮計(jì)算成本和精度，選擇200 Hz作為動(dòng)態(tài)疲勞分析的截止頻率.

圖 10截止頻率對(duì)焊點(diǎn)疲勞壽命的影響

Fig.10Effect of cutoff frequency on fatigue life of spot welds

4.2.3結(jié)構(gòu)阻尼對(duì)疲勞壽命的影響

產(chǎn)生結(jié)構(gòu)阻尼的機(jī)械能損傷由部件間相對(duì)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的摩擦力以及機(jī)械系統(tǒng)、結(jié)構(gòu)中鉸接點(diǎn)的碰撞或間歇性接觸造成.[19]最常用的估算結(jié)構(gòu)阻尼的方法是測(cè)量.對(duì)于復(fù)雜（如轎車）的系統(tǒng)，不可能測(cè)量每個(gè)組件的結(jié)構(gòu)阻尼，所以仿真通常使用經(jīng)驗(yàn)值.設(shè)置發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋結(jié)構(gòu)阻尼為0.02，0.04 和 0.06，計(jì)算不同阻尼下的焊點(diǎn)疲勞損傷，通過考察鉸鏈加強(qiáng)板與發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋內(nèi)板的多個(gè)焊點(diǎn)，給出焊點(diǎn)疲勞壽命隨結(jié)構(gòu)阻尼的變化趨勢(shì)見圖11，其中y軸為以結(jié)構(gòu)阻尼0.06為基數(shù)的損傷比值.隨著結(jié)構(gòu)阻尼的增大，焊點(diǎn)的疲勞損傷逐漸降低而且小幅度的減少.產(chǎn)生這種變化的原因是不同機(jī)械能的消耗.根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)疲勞分析設(shè)置結(jié)構(gòu)阻尼為0.06.

5改進(jìn)驗(yàn)證

為提高發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋疲勞壽命，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋內(nèi)板與鉸鏈加強(qiáng)板進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，并重新布置焊點(diǎn)，見圖12.基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)進(jìn)行疲勞分析，分析結(jié)果見圖13.從圖中可看出，優(yōu)化后的焊點(diǎn)最大損傷為0.012，對(duì)應(yīng)開裂里程為2 500 000 km，滿足30 000 km耐久試驗(yàn)要求，并通過30 000 km道路耐久試驗(yàn).

6結(jié)論

（1）基于應(yīng)力概念建立的應(yīng)力法焊點(diǎn)有限元模圖 13基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)的發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋優(yōu)化方案

疲勞損傷分布

Fig.13Fatigue damage distribution of optimization scheme of

hood based on modal recovery method

型，可以準(zhǔn)確模擬焊點(diǎn)及周邊區(qū)域.

（2）準(zhǔn)靜態(tài)疲勞分析法預(yù)測(cè)的發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)疲勞壽命大于試驗(yàn)壽命，在產(chǎn)品開發(fā)前期，容易漏掉發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)疲勞風(fēng)險(xiǎn)，增加后期改進(jìn)成本.

（3）截止頻率200 Hz、結(jié)構(gòu)阻尼0.06的模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)疲勞分析結(jié)果與試驗(yàn)吻合較好，可以應(yīng)用在汽車動(dòng)態(tài)疲勞壽命預(yù)測(cè)中.

（4）在模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)分析中，截止頻率和結(jié)構(gòu)阻尼對(duì)焊點(diǎn)疲勞分析結(jié)果影響較大，因此基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)的疲勞壽命分析，需要先確定上述參數(shù).

（5）基于模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)分析的優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋可通過道路耐久試驗(yàn)，因此模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)疲勞分析法可以有效地用于轎車發(fā)動(dòng)機(jī)艙蓋焊點(diǎn)疲勞預(yù)測(cè)和改進(jìn).參考文獻(xiàn)：

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