副車架焊縫疲勞壽命研究

周德生，胡冬青，王朕峰

（廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院，廣東 廣州 511434）

前言

副車架是汽車結構中非常重要的部件，不僅是連接車身和底盤的關鍵結構，而且為懸架擺臂件和轉向系統等部件提供定位基準和安裝位置[1-2]。而副車架的結構性能好壞在一定程度上影響著整車的舒適性和穩定性，而其可靠性直接關系整車耐久和安全性能。

耐久性能是汽車零部件開發過程中的一項重要指標，據不完全統計汽車零部件損壞中大約90%是由于結構疲勞失效引起的[3]，而焊縫疲勞開裂引起的結構失效約占底盤結構失效總數的85%以上[4]。然而，汽車零部件的設計、制造和耐久試驗會消耗大量時間和成本，而隨著計算機技術的發展，虛擬臺架計算和有限元仿真技術可以有效地預測副車架開發過程中的疲勞耐久風險區域，改進結構不合理設計，從而減少實物驗證試驗經費，縮短整車研發周期[5-7]。

為了預測副車架結構的焊縫疲勞壽命，本文進行了角焊和搭接焊兩種焊接接頭的臺架疲勞試驗，確定焊縫疲勞分析輸入的S-N 曲線；然后基于虛擬樣機技術搭建后懸架系統柔性體模型，獲得輪心六分力和三向加速度、彈簧Z 向位移，進行多輪優化迭代后使得解算載荷跟路譜路載荷的相對損傷比值在合理的范圍內，從而保證多體動力學模型的精度和副車架硬點載荷的準確度；通過有限元焊縫疲勞仿真分析，得到了副車架焊縫疲勞最小壽命和發生的位置；最后進行整車二十四通道臺架耐久試驗，試驗開裂的位置和循環壽命跟仿真分析的結果一致，能有效地預測副車架焊縫疲勞壽命，具有良好的工程指導設計價值。

1 疲勞分析理論

1.1 應力－壽命（S-N）曲線

基于應力的疲勞壽命預測方法是w?hler 提出的應力-壽命曲線（S-N 曲線）形成的一種壽命評估方法，是最先應用于金屬疲勞定量描述的方法，也是現在工程中與實踐結合最好的是疲勞理論[8-10]。S-N 曲線的斜線表示加載到試驗樣件上的應力和其對應的材料發生疲勞破壞時的循環次數之間的關系，可用冪函數表示為：

式中，σ為橫幅應力；N為應力循環次數；m和C是跟材料相關的常數。

對式（1）兩邊同時取對數，并令a=l gC，b=－m，代入式（1）中可得：

材料的S-N 曲線在雙對數坐標下變成斜率為b，截距為a的一條直線，如果給出失效時應力循環的次數，可由式（2）求出材料在該循環次數下能承受的最大恒定幅值應力。相反地，也可以求出在某一恒定幅值應力下它所對應的壽命大小。

1.2 Miner 線性疲勞損傷累積理論

當零件承受高于疲勞極限的應力作用時，每一個循環都會使材料產生一定的損傷，而且損傷能夠累積，當累積到達臨界值時，材料將發生破壞，這就是疲勞損傷累積理論[10-11]。

在工程中應用最廣泛的是線性疲勞損傷累積理論，即Miner 理論。該理論認為材料的損傷在各應力水平下隨循環次數增加而線性增加，而且損傷是獨立的，通過疊加可得到材料的總損傷，損傷D 等于各循環損傷之和，即：

式中，k為變幅載荷的應力水平級數，ni為第i 級載荷下的循環次數，Ni為第i 級載荷下的疲勞壽命。

根據S-N 曲線可知不同的應力產生不同的損傷，將各個應力幅值下的損傷累加起來就是零件的總損傷，當各級載荷作用產生的損傷達到極限時，即D=1 時材料發生破壞，該理論能夠較準確的預測材料的疲勞壽命，而且計算非常簡便。

2 焊接接頭疲勞試驗

2.1 焊縫疲勞試驗

底盤副車架薄板焊接結構類型最常用的有角焊（Fillet）和搭接焊（Overlap）兩種。近年來，除了考慮車輛燃油經濟性，輕量化設計越來越受重視，同時也非常重視車輛安全性，因而高強鋼的鈑金件在汽車底盤零部件上應用非常廣泛，厚度在1.5 mm 至2.5 mm 左右，屈服強度都在420 MPa 以上，但是薄板焊接結構的疲勞失效問題變得越來越突出。

為測試焊縫樣件疲勞壽命參數，搭建相應的焊縫疲勞性能臺架試驗如圖1 所示，位移傳感器用以監測焊縫是否失效，考慮到實際焊接工藝的影響，每組載荷至少測試2 件，樣件以肉眼可見焊縫裂紋時的試驗加載次數作為焊縫疲勞壽命值。

圖1 副車架常用焊縫類型

2.2 焊縫疲勞曲線

焊縫疲勞計算中S-N 曲線的選取對計算結果影響很大，為了得到適合副車架焊縫疲勞分析的S-N 曲線，進行了焊接樣件的耐久試驗，通過試驗得到了焊縫的S-N 曲線，如圖2所示。以確定合適的S-N 曲線用于后續焊縫疲勞分析。

圖2 焊接結構疲勞S-N 曲線

3 焊縫疲勞分析與驗證

3.1 載荷精度驗證

整車道路耐久試驗在襄陽試驗場進行，該試驗場包含石塊路、卵石路、搓板路、共振路、扭曲路、制動路、城市路等二十多種典型的耐久試驗路面，各段路面按不同的循環次序和循環次數進行組合，稱為綜合耐久工況。整車在試驗場行駛過程中，裝有輪心六分力傳感器、加速度傳感器、慣性導航儀、應變傳感器等。通過這些傳感器測量整車輪心六分力、整車質心、加速度、車輛速度、方向盤轉角等。

為了評價多體動力學模型解算的載荷精度度，選擇輪心加速度和六分力、以及彈簧的Z 向位移的相對損傷量Relative Damage（RD）作為評價指標，其定義如式4 所示。將實測輪心六分力作為虛擬臺架驅動的目標信號進行迭代，直至虛擬臺架輸出的驅動信號與實測信號達到滿精度范圍為止，即相對損傷比RD均介于0.5～2.0 之間。

虛擬迭代模型輸入后懸激勵信號為12 個，每個輪心處有輪心三個方向的力Fx、Fy、Fz及三個方向的力矩Mx、My、Mz。虛擬迭代輸出響應信號為20 個，分別六分力、軸頭加速度以及懸架彈簧位移信號。通過比較綜合耐久工況的輪心三向加速度、懸架彈簧Z 向位移、輪心六向力的相對損傷比值為評價指標，經過多輪迭代對比后，各載荷的相對損傷比值在0.8～1.4 之間，如圖3 所示，證明了載荷解算迭代精度滿足要求。

圖3 解算與試驗載荷相對損傷比

相對損傷值接近1.0是兩個信號接近的必要非充分條件，但還須對時域、頻率信號進行比較，只有時域波形相近，并且頻域曲線接近時，方可考慮終止迭代，兩者的時域和頻域對比信號如圖4、圖5 所示。使用相對損傷值、時域波形和頻域曲線三個指標作為迭代終止條件，通常只有相對損傷值是可量化的，而時域、頻域信號只是人工比較幅值和趨勢的符合度。

圖4 解算與試驗載荷時域對比

圖5 解算與試驗載荷頻域對比

3.2 副車架焊縫疲勞分析

在HyperMesh 前處理軟件中創建了副車架焊縫疲勞的有限元模型，其中白車身單元尺寸為6 mm，副車架單元尺寸為4 mm，焊縫采用四邊形殼單元模擬，螺栓采用剛性單元RBE2 連接，有限元模型節點數為887 303 個，單元數為1193 810 個，約束車身截取部分的六個自由度。

副車架焊縫疲勞分析結果如圖6 所示。通過仿真分析得到疲勞壽命最小區域發生在前束桿安裝支架跟前橫梁焊縫處，最低壽命為7.3 次，通過焊縫疲勞仿真分析，找到了副車架結構風險區域，后續試驗時可重點關注相應的區域。

圖6 副車架焊縫疲勞分析結果

3.3 臺架試驗驗證

為了驗證后副車架焊縫的臺架耐久可靠性，根據綜合耐久工況的要求，完成所有耐久工況稱為一個循環，即完成了100%個耐久循環。對副車架結構進行了整車二十四通道臺架耐久試驗，試驗要求各進行至260%個循環時，在前束桿支架跟前橫梁連接處發現可見疲勞裂紋約5 mm，如圖7 所示。

圖7 臺架疲勞開裂位置

通過整車臺架試驗結果發現，副車架發生疲勞開裂的位置跟仿真分析的結果非常接近，疲勞壽命的分析結果跟試驗結果的比值在5 倍以內，這對于工程應用是可以接受的，也說明通過有限元仿真分析能夠預測到副車架的風險區域，焊縫疲勞仿真分析結果也是可信的，能夠為其他項目的汽車結構的焊縫疲勞分析提供參考和指導意義。

4 結論

通過兩種典型的焊接接頭的臺架疲勞試驗，借助多體動力學虛擬技術和有限元仿真分析對副車焊縫疲勞進行臺架耐久性能驗證，可以在產品設計開發階段預測副車架結構的薄弱區域，并為產品結構的改進設計提供參考和指導作用，主要結論如下：

（1）通過角焊和搭接焊兩種焊接接頭的臺架疲勞試驗，獲得焊縫疲勞的S-N 曲線。

（2）通過搭建懸架系統多體動力學柔性體模型，獲得輪心六分力、三向加速度和彈簧Z 向的位移的相對損傷，跟試驗載荷的相對損傷比值在0.8～1.4 之間，證明了多體動力學模型的精度和載荷的準確度。

（3）利用有限元焊縫疲勞仿真技術，得到了副車架焊縫疲勞最小壽命和發生的位置跟整車試驗開裂的結果是一致的，從而驗證了虛擬臺架模型精確度，以及焊縫疲勞S-N 曲線和仿真分析預測結果的可靠性。