基于Abaqus的燃油箱隨機振動疲勞分析

王 帥，陳學宏，李志敏

（亞普汽車部件股份有限公司，江蘇 揚州 225009）

汽車在行駛過程中不僅受到自身發動機、電機等部件引起的振動，還會受到由路面不平順產生的激振，使汽車零部件在振動累積作用下產生疲勞損傷。一般在汽車零部件開發流程中包含對試制樣品進行隨機振動、機械沖擊等物理試驗，來校核其結構的疲勞耐久性能，確保結構的安全性，再針對不足之處進行優化改進，這樣不僅開發周期長，成本高昂，試驗過程中還存在較大安全隱患，為縮減產品研發周期，降低開發成本，提高產品質量，需在產品前期設計階段運用有限元分析方法進行相關工況的仿真分析，預測產品性能，并結合相關評價體系對產品進行結構優化改進。

根據振動傳遞特性曲線可知，當激勵頻率很低時，阻尼力與慣性力都很小，激勵力基本與彈性力平衡，該頻率區域成為剛度控制區，當激勵頻率很高時，慣性力較大，激勵力主要用于克服慣性力，這頻率區域稱為質量控制區，當激勵頻率與系統固有頻率接近時，慣性力與彈性力平衡，激勵力用來克服阻尼力，這個頻率區域為阻尼控制區。由此可知，接近固有頻率時，阻尼大小是影響振動響應的重要參數，直接影響仿真結果的精確程度。

燃油箱作為底盤重要儲能部件，通過綁帶固定在汽車底盤上，綁帶主要承受燃油箱重力和來自路面的隨機振動載荷，由開發經驗可知，綁帶常見的失效模式為振動疲勞斷裂。為研究燃油箱綁帶在隨機振動條件下振動失效行為，優化產品結構，本文首先基于掃頻法，對標試驗與仿真加速度頻響峰值，確定仿真阻尼參數大小，隨后基于該阻尼參數大小，進行燃油箱隨機振動仿真，獲得綁帶Rmises應力，初步評判綁帶失效風險，并根據頻響峰值處振型優化綁帶結構，最后試制樣件，進行燃油箱隨機振動測試，驗證仿真精度，結果表明優化后的綁帶結構強度較高，未發生疲勞斷裂，可通過隨機振動試驗。本文研究為縮減產品的開發周期，減少試驗次數，降低開發成本，提高產品質量具有重要意義。

1 燃油箱掃頻試驗與仿真

將燃油箱通過綁帶安裝在振動臺架上模擬裝車狀態，如圖1所示，掃頻范圍0 Hz～150 Hz，掃頻方向為方向，振動輸入加速度為6.7 m/s，掃頻模式為對數掃頻，掃頻速率為1 otc/min，加速度響應點位于兩根鋼帶中心位置上，兩根鋼帶的峰值頻率均為28 Hz，鋼帶1的加速度峰值小于鋼帶2加速度峰值，鋼帶1的共振加速度為42 m/s，鋼帶2的共振加速度為60 m/s。

圖1 燃油箱掃頻試驗

建立油箱和臺架仿真模型，劃分5 mm的殼體網格，上下鋼管材料為Q235，支撐塊材料為鋁，提取油箱模型，部件主要包括油箱本體、減震墊、鋼帶和防浪板等，其中油箱由吹塑成型，材料為多層高密度聚乙烯（High Density Polyethylene, HDPE），平均厚度是5.5 mm，鋼帶和墊片材料都是H420，厚度分別是2.0 mm，減震墊材料是三元乙丙橡膠（Ethylene-Propylene-Diene Monomer, EPDM），厚度是10 mm。鋼帶材料和減震墊用于緊固燃油箱部件，減震墊與臺架直接接觸，鋼帶和夾邊通過螺栓與臺架安裝，燃油箱與臺架完整模型如圖2所示，單獨燃油箱模型如圖3所示。鋼帶一邊有兩個焊點，均采用ACM建模，焊點設置為普通鋼屬性，材料屬性如表1所示。

圖2 燃油箱與臺架仿真模型

圖3 燃油箱模型

表1 材料屬性

運用Lanczos方法提取前100 Hz頻率，阻尼大小分別設置為0.005、0.01、0.015、0.02，隨后基于模態疊加法計算出掃頻結果，響應點位置為兩根鋼帶中心點，如圖4所示，不同阻尼下加速度響應曲線如圖5所示，從圖中可以看出，前100 Hz頻響曲線共振峰值在30 Hz附近，鋼帶共振峰值為30.2 Hz，與試驗28 Hz僅相差2 Hz左右，誤差較小。鋼帶1的加速度峰值小于鋼帶2加速度峰值，與試驗現象一致，匯總兩根鋼帶在不同阻尼 下加速度響應峰值大小如表2所示，曲線如圖6所示，可以看出隨阻尼增加，加速度頻響峰值逐漸減小，并趨于平緩，表明阻尼對加速度峰值影響逐漸減小。由試驗可知，鋼帶1的共振加速度為42 m/s，鋼帶2的共振加速度為60 m/s，對比仿真結果發現，當阻尼大小為0.015時，鋼帶1的共振加速度為41 m/s，鋼帶2的共振加速度為62 m/s，與試驗結果接近，對于鋼帶1，仿真結果比試驗結果小于1 m/s，對于鋼帶2，仿真結果比試驗結果大2 m/s，因此，后續隨機振動仿真采用的阻尼大小為0.015。

圖4 燃油箱掃頻兩根鋼帶響應點位置

圖5 不同阻尼大小鋼帶頻響曲線

表2 響應點加速度頻響峰值

圖6 不同阻尼大小鋼帶響應峰值大小

提取共振頻率30.2 Hz下油箱振型，如圖7所示，可以看出，振型表現為油箱一端上翹，該位置沒有減震墊約束，剛度較弱，從而引起鋼帶的彎曲振型。

圖7 共振頻率30.2 Hz下油箱振型

2 隨機振動試驗與仿真

功率譜密度函數（Power Spectral Density, PSD）是穩態隨機過程的頻域描述，PSD提供了有關隨機過程統計學的信息，使用PSD 的譜距可以獲得其他統計學特性。第階譜距定義為

其中，是振動頻率，()是功率譜密度函數。

根據Miner 線性累積損傷理論，結構的疲勞損傷為

其中，n為應力水平S的循環次數，N為結構的疲勞壽命，當累積損傷達到1時發生失效。

對于連續狀態，時間內在應力范圍（S，S+ΔS）下的應力循環次數為

材料的應力壽命關系通過SN曲線來表示：

其中，和為材料參數。

聯合式（2）－（4）可以得到損傷公式

按照主機廠規范要求搭建振動試驗臺，原理圖如圖8所示，安裝完成的實物試驗環境如圖9所示。

圖8 振動試驗臺原理圖

圖9 燃油箱試驗環境

試驗過程為

（1）往油箱中裝滿100%液位額定容積的水；

（2）油箱和鋼帶等部件模擬裝車條件固定在臺架上，在臺架上安裝加速度傳感器；

（3）把裝好的臺架及油箱安裝在振動臺上；

（4）振動方向為方向，PSD曲線如圖10所示，數值大小如表3所示。

圖10 PSD曲線

表3 PSD數值大小

試驗過程中檢查有無部件脫落、分離、開裂等失效等情況，并記錄失效時間。試驗結果顯示，當方向振動10小時左右，油箱右上角鋼帶的下焊點附近斷裂，試驗后的圖片如圖11所示。結合0 Hz～100 Hz頻率下掃頻結果，試驗和仿真加速度峰值都出現30 Hz附近，從仿真結果看出，油箱振型表現為右上角振動，導致鋼帶彎曲振型，與隨機振動試驗失效位置一致。

圖11 燃油箱鋼帶試驗失效圖

圖12 燃油箱鋼帶仿真應力云圖

圖13 優化前后鋼帶結構對比

根據圖鋼帶振型圖來優化結構，從振型圖上可以看出，振動較大位置出現在鋼帶墊片末端，由于該位置無加強結構，相對于鋼帶本體加墊片位置和鋼帶邊緣翻邊位置強度最弱，在進行隨機振動試驗時，鋼帶一端表現為彎曲振型，長時間承載下，鋼帶本體和墊片焊接處，發生焊點疲勞 斷裂，需加強薄弱位置強度，本文建議提高鋼帶邊緣翻邊高度至焊點處，優化前后結構如圖13所示，優化后的鋼帶再次進行隨機振動模擬，模擬結果如圖14所示，鋼帶本體Rmises應力為86.6 MPa，焊點位置Rmises應力為221 MPa，接受標準應為224 MPa，鋼帶本體應力和焊點應力均小于接受標準，仿真結果合格。隨后再次用優化后的鋼帶方案制樣，進行隨機振動試驗，結果顯示向振動50小時后，鋼帶無斷裂，滿足試驗要求。

圖14 優化后鋼帶和焊點應力云圖

3 總結

本文為解決某主機廠項目燃油箱鋼帶振動失效問題，以有限元分析軟件為工具，研究了鋼帶的隨機振動失效行為，分別進行掃頻和隨機振動對標，其中掃頻對標，主要對標試驗與仿真加速度頻響峰值，用來確定仿真阻尼參數大小，對于隨機振動對標，基于確定的阻尼參數大小，進行燃油箱隨機振動仿真，獲得綁帶Rmises應力，根據2判定準則初步評判失效風險，并根據頻響峰值處鋼帶振型圖優化綁帶結構，最后再進行燃油箱隨機振動驗證，結果表明優化后的綁帶均滿足仿真和試驗要求。