基于實測載荷譜的車載充電機支架隨機振動疲勞仿真及優化設計

曾維和，茍黎剛，王雷，閆召紅，廖慧紅

吉利汽車研究院(寧波)有限公司，浙江寧波 315336

0 引言

車載充電機支架作為裝載充電機的關鍵零部件。在車輛服役過程中OBC支架動載荷激勵來源主要有兩方面，一是OBC及其支架安裝在前吸能盒上靠近發動機艙，發動機往復運轉產生的周期性振動激勵通過懸置傳導至支架安裝點；另一方面車輛行駛時路譜隨機載荷傳導至車身引起支架振動。在持續長時間振動載荷激勵下，OBC支架可能出現疲勞問題，其疲勞壽命必須滿足汽車產品設計的耐久性能目標。

目前，汽車領域疲勞仿真根據載荷類型可分為時域法和頻域法。時域法一般是將試驗場采集或虛擬實驗場仿真獲得的時域路譜載荷信號作為激勵，輸出應力時間響應，然后計算得到疲勞損傷，該方法精度高但耗費時間長;頻域法疲勞仿真在解決振動疲勞問題方面具有鮮明優勢，近年來國內外研究學者和企業工程師對此方法進行了深入探索，實踐表明頻域法振動疲勞仿真可縮減計算時長實現快速優化迭代，且仿真結果具有相當高的可靠性。MICHIUE等基于建立的摩托車排氣系統振動疲勞有限元分析模型仿真預測了焊接部位的疲勞壽命，并結合系統臺架試驗進行測試，結果表明仿真與試驗結果吻合度很好。李敏浩等研究對比了車身控制模塊支架振動臺架試驗結果和有限元仿真結果，驗證了支架耐久性能開發中隨機振動疲勞分析的有效性。

本文針對某車型研發試驗樣車驗證階段耐久路試進行一段時間后拆車，發現OBC支架斷裂問題。首先利用顯微手段分析斷口宏觀和微觀形貌，并確定開裂支架裂紋萌生區位置；其次采集試驗樣車支架安裝點時域載荷，依據損傷等效原理轉換得到支架激勵端加速度功率譜密度；然后基于CAE仿真工具搭建OBC支架有限元分析模型得到隨機振動均方根應力和疲勞損傷，根據仿真結果對支架結構局部優化消除應力集中，支架損傷大幅下降；最終新設計的OBC支架順利通過振動疲勞臺架測試，解決了OBC系統安裝支架振動疲勞開裂問題。

1 斷口形貌分析

某車型研發早期進行耐久路試過程中，OBC支架發生斷裂，拆解檢查發現裂紋貫穿整個支架本體，發生斷裂位置如圖1所示。

圖1 OBC支架耐久路試斷裂位置

為準確判斷支架斷裂類型，借助光學顯微鏡和掃描電子顯微鏡(SEM)觀察斷口形貌特征。OBC支架宏觀斷口形貌如圖2所示，斷面斷口宏觀形貌顯示：整個斷面由裂紋萌生區、裂紋擴展區和瞬斷區組成，其中裂紋源共3處，呈多源疲勞斷裂特征。

圖2 OBC支架宏觀斷口形貌

3處裂紋萌生區微觀SEM形貌如圖3所示，由圖清晰可見疲勞臺階特征(C區)，局部區域發生擠壓磨損現象(A區)，未見明顯加工缺陷。

圖3 3處裂紋萌生區微觀SEM形貌

裂紋擴展區微觀斷口形貌如圖4所示，其中可見疲勞輝紋，進一步表明該支架斷裂類型為疲勞斷裂。

圖4 裂紋擴展區微觀斷口形貌

瞬斷區微觀斷口形貌如圖5所示，斷口清晰可見明顯的韌窩形貌，這種形貌是拉斷瞬間金屬發生較大塑性應變留下的特征形貌。

圖5 瞬斷區微觀斷口形貌

2 有限元仿真分析

2.1 仿真模型與方法

建模時采用二維殼單元對數模進行離散，網格平均尺寸約5 mm，螺栓連接用RBE2-CBAR-RBE2模擬，焊點連接用RBE3-HEXA-RBE3模擬，建立的隨機振動有限元仿真分析模型如圖6所示。

圖6 隨機振動有限元仿真分析模型

該車型超級電容及其支架與OBC支架總成螺栓連接。模型總質量為11.6 kg，其中超級電容質量為2.4 kg，OBC質量為6.5 kg，網格數量共29 180個。

文中OBC及其支架總成安裝在前吸能盒上，路面載荷激勵和發動機運轉振動通過支架安裝點傳導至車載充電機，為獲得OBC及其支架總成激勵端載荷，在車身側支架安裝點附近布置傳感器，采集到耐久路試過程中各路面加速度激勵信號如圖7所示。利用nCode Glyphworks軟件AcceleratedTesting模塊中ShockResponseSpectrum組件得到各段耐久測試路面激勵的偽損傷譜，結合耐久測試規范規定的每種路面循環次數計算累積總損傷，依據損傷等效原理，使用Test Synthesis組件將時域加速度載荷等效轉換成頻域功率譜密度，如圖8所示，此加速度功率譜密度作為隨機振動疲勞計算的輸入，振動時長為、、各向8 h。

圖7 支架激勵端時域加速度信號

圖8 隨機振動加速度功率譜密度曲線

2.2 有限元仿真結果分析

頻率響應分析可用于識別系統在頻域隨機載荷激勵下共振頻率。圖9為頻響分析得到的OBC支架應力頻率響應曲線，結果顯示支架應力峰值頻率為34.1 Hz。模態分析可得到結構振動固有頻率和振型，OBC支架一階模態振型云圖如圖10所示，模態結果顯示其一階模態頻率為34.1 Hz，由模態向量可見其振型為彎扭。綜合應力頻響曲線和模態分析結果可知，支架發生共振頻率與其一階模態頻率一致。

圖9 OBC支架應力頻率響應曲線

圖10 OBC支架一階模態振型云圖

斷口形貌分析觀測的疲勞裂紋萌生區對應支架數模位置如圖11所示。均方根應力反映的是系統在一段頻率范圍內振動動應力平均值，可評估振動強度。為研究分析受迫振動時OBC支架3個裂紋源A、B、C區平均動應力大小，計算分析了、、3個方向隨機振動的均方根應力，各向振動支架的均方根應力云圖如圖12所示。對比各向均方根應力大小可見：與PSD輻值相對應，向振動加速度功率譜密度大于向、向，向均方根應力大于另外兩方向，向振動A、B、C區均方根應力分別為131.1、110.4、149.0 MPa；另一方面，分析各向振動均方根應力分布可見，A、B、C區應力水平高于支架其他區域，尤其是C區應力水平最高，應力在這3區集中，這也是疲勞裂紋在A、B、C區萌生的根本原因。

圖11 疲勞裂紋萌生區對應支架數模位置

圖12 隨機振動均方根應力云圖

結合圖10中OBC及其支架模態振型和支架結構特征，A、B、C區應力集中產萌生裂紋的原因有：A區位于支架折邊處且此位置開有工藝缺口，支架受激勵振動時產生彎扭，折邊缺口應力梯度大，往復振動時更易被撕裂；B區位于OBC支架與L型加強板焊點附近，C區位于支架凹筋特征前端，此加強筋也靠近支架與L型加強支架搭接焊點，B、C區應力水平高是因為結構加強筋布置不合理剛度在此處發生突變，剛度不連續導致變形不協調，應力顯著集中，從而導致支架振動反復彎扭變形時微裂紋萌生。

與時域疲勞方法類似，頻域范圍內隨機振動疲勞損傷計算依然遵從Miner法則，若材料在某一應力幅Δ下發生破壞的總次數為，循環次數計為，則損傷總和可表述為：

(1)

大量研究證實，頻域范圍里循環計數方法被廣泛采用精度最高的方法是Dirlik計數法。依據Dirlik經驗公式計數原理，若疲勞載荷總時長，在應力變化幅下的循環次數表達式為：

()=··()

(2)

其中：

(3)

(4)

其中：

(5)

(6)

=1--

(7)

(8)

(9)

(10)

(11)

(12)

式中：、、、分別為第0，1，2，4階應力功率譜密度力矩。

根據Power Law定律，應力-壽命可用冪函數關系式表達：·=，結合Miner損傷疊加原理，若應力幅達到疲勞破壞時循環次數為()，求得總損傷表達式：

(13)

式中：、為與材料相關的常數。

根據Dirlik計數法計算的OBC支架隨機振動損傷云圖如圖13所示。

圖13 OBC支架隨機振動損傷云圖

由圖13清晰可見：與應力集中部位對應，均方根應力水平高的區域損傷也大，裂紋源C區損傷最大達6.4，裂紋源A、B區損傷值分別為2.6、2.1，遠超過1。工程實踐中一般要求損傷小于1，若疲勞累積損傷大于1，結構會產生疲勞裂紋。

3 方案優化與試驗驗證

3.1 結構優化設計

根據第2.2節中分析的原斷裂支架裂紋源處產生應力集中的原因，為降低OBC支架應力水平，采取了一系列針對性措施對支架結構進行優化設計，優化前后支架結構對比如圖14所示。優化措施主要有：為降低A區折邊缺口附近應力水平，缺口取消折邊處補齊；另一方面為解決結構剛度不連續問題，抹掉與L型支架搭接區附近的加強特征，同時L型支架與OBC支架本體間增加兩道焊縫，分散支架彎扭變形時焊點附近應力。設計方案變更后OBC支架結構如圖14b所示。

圖14 優化前后支架結構對比

3.2 優化方案隨機振動疲勞仿真結果分析

圖15為優化后支架應力頻率響應曲線。頻響結果顯示優化后共振峰值應力頻率為36.0 Hz，與原方案比共振頻率提高1.9 Hz。

圖15 優化后支架應力頻率響應曲線

對結構變更后的支架重新進行隨機振動強度仿真，計算的、、各方向振動支架均方根應力云圖如圖16至圖18所示。表1列出了優化前后裂紋源處支架均方根應力對比。結果表明：向振動支架折邊拐角處(A區)均方根應力由131.1 MPa下降至78.4 MPa;焊點附近(B區)由110.4 MPa降低至58.4 MPa;C區凹筋特征取消前后應力由149.0 MPa下降至49.4 MPa，下降幅度高達67%效果最為顯著。同樣的、向振動時支架均方根應力水平均出現不同程度降低。

圖16 優化后X向支架均方根應力云圖

圖17 優化后Y向支架均方根應力云圖

圖18 優化后Z向支架均方根應力云圖

表1 優化前后裂紋源處支架均方根應力對比 單位:MPa

優化后支架振動疲勞損傷云圖如圖19所示。

圖19 優化后支架振動疲勞損傷云圖

由圖19清晰可見：結構更改后新方案A區(支架折邊拐角處)損傷值0.108，B區(焊點附近)損傷0.019，C區損傷僅0.003，遠小于1；新支架最大損傷為0.65，也未超過1，不會有疲勞開裂風險。

3.3 優化方案試驗驗證

為驗證優化方案的有效性和仿真結果的可靠性，對優化后的OBC支架總成系統進行、、各向振動測試，每個方向振動時長8 h，圖20為優化后OBC支架隨機振動疲勞試驗驗證。試驗結束后對支架拆解仔細檢查支架受損情況，發現支架外觀良好，無開裂、斷裂現象，順利通過振動耐久試驗，有效解決了支架振動疲勞斷裂問題。

圖20 優化后OBC支架隨機振動疲勞試驗驗證

4 結束語

文中針對車輛耐久路試OBC支架開裂問題，采用光學顯微鏡、掃描電鏡顯微分析手段分析斷口形貌，確定支架斷裂類型和疲勞裂紋起源位置；然后基于有限元仿真，綜合模態振型、頻率響應分析、隨機振動仿真均方根應力和疲勞損傷結果，發現裂紋萌生區應力水平均較高，CAE仿真預測的應力集中區疲勞損傷大的部位與試驗開裂位置高度吻合；支架裂紋源處應力集中的原因是折彎處存在缺口、結構剛度不連續；結構優化設計的新支架消除了折彎缺口應力集中和剛度不連續變形不協調問題，大幅降低了支架均方根應力水平，優化后支架隨機振動疲勞損傷大幅下降，最大損傷由6.4減少至0.65，損傷控制在1.0以內；最后經隨機振動疲勞測試驗證，優化后的支架耐久試驗后外觀良好未見開裂，順利通過疲勞耐久試驗。文中提供的車載充電機支架振動疲勞斷裂問題的研究思路和方法能為汽車開發過程中解決類似問題提供借鑒依據。