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考虑焊接螺母的排气管支架疲劳优化研究

针对在四通道液压振动台及试车场路试过程中,某样车排气管支架出现的焊接螺母疲劳开裂问题,在考虑焊接螺母焊点和螺栓预紧力的前提下,建立开裂支架的局部非线性有限元模型,根据Miner线性疲劳累计损伤理论和材料S-N曲线,对正弦信号激励下的排气管支架进行疲劳分析。

在此基础上,提出优化方案,进行仿真疲劳寿命预测,并对简化后的局部排气管支架模型进行疲劳验证,优化前后的仿真模型寿命曲线趋势与试验结果基本吻合,危险区域分布与试验一致。

针对焊接螺母或者螺栓连接的支架疲劳开裂问题,在考虑螺栓预紧力的基础上,建立局部模型疲劳分析并结合试验验证,提出优化方案解决问题。试验结果表明,该流程方法对解决实际问题具有一定的借鉴意义。

汽车排气系统一般与发动机排气歧管以及车身地板相连,受发动机振动和排气激励的影响,其振动相对较大,设计不佳可能引起排气系统与车身地板连接处的疲劳开裂问题。

朱品昌等针对轿车排气管挂钩处的疲劳开裂问题,首先利用简单的 CBUSH 单元对动力总成悬置系统、排气管及吊耳等进行简化,然后对简化模型进行频率响应分析来优化挂钩的局部动刚度,最后通过增加刚度来提高挂钩的疲劳寿命。王玉超等利用传递函数法分析排气系统挂钩的局部固有频率,优化与挂钩连接的支架结构和车身地板的振动。上官文斌等建立了考虑动力总成在内的排气系统振分析模型,通过对吊耳动刚度的优化,有效地降低了车身底板的共振。

在上述研究之前,研究者针对排气管挂钩或支架的问题研究主要集中在局部动刚度上,即通过频率响应分析提出加强支架等优化方案,以便提高局部刚度,从而解决共振或者疲劳问题。由于没有利用疲劳仿真分析法,对开裂的位置进行疲劳寿命预测,且未考虑挂钩或支架局部的开裂细节,单纯地加强支架刚度,所以具有一定的局限性。

本研究针对开发阶段,样车排气管支架出现疲劳开裂的问题,通过 ABAQUS 和 FEMFAT 联合仿真,在考虑螺母凸焊和螺栓预紧力的影响下,建立支架的局部模型进行疲劳分析,并提出优化方案;对支架模型进行局部疲劳试验验证,试验结果和仿真结果趋势基本吻合,将优化方案应用到实车中,成功地解决了开裂问题。

支架疲劳开裂分析

某车型样车阶段,在进行试车场强化路面和四通道液压振动台疲劳试验时,样车出现排气管支架断裂现象,如图1所示。

图 1 排气管支架疲劳开裂图

通过观察实际开裂图片可知,发生开裂的零件是排气管支架,开裂位置出现在支架上焊接螺母的凸焊区域,凸焊螺母通过 3 条圆周均布的焊线与支架相连,而试验中裂纹沿着螺母的两条焊线向外扩展,直至发生三角形断裂。排气管连接示意图如图 2 所示。

图 2 排气管连接示意图

图 3 局部模型连接图

排气管支架处的连接是通过凸焊螺母实现的,如图 3 所示。螺母凸焊工艺是指通过上、下电极,将凸焊螺母焊接在薄钢板上的焊接工艺。随着产品质量的不断提高,凸焊螺母在汽车行业已经得到广泛应用。在车身上,一般是凸焊螺栓(带凸点的螺栓)或者凸焊螺母(带凸点的螺母)焊在薄板上。这样在装配时,只需拧紧螺母或者螺栓就可以提高装配功效 ,具有生产效率高、电能消耗少、劳动环境改善、焊接质量好等优点。

由于凸焊螺母是螺栓连接,需要考虑螺栓预紧力的影响。合理的螺栓预紧力不仅可以提高螺栓的疲劳强度,还可以增强连接件的紧密性,同时对连接的可靠性和被连接件的寿命都有益处。螺栓预紧力是影响螺栓连接面力学特性的一个重要因素。

在精度需求较高的含螺栓连接的有限元分析中,螺栓预紧力的影响不可忽视,需要精确模拟螺栓预紧力。在整车系统级疲劳分析中,很难考察出局部复杂连接的疲劳问题。因此,需要对排气管支架进行局部疲劳分析。局部模型螺栓连接剖面图,如图4 所示。

图4 螺栓连接剖面图

有限元分析

2.1 非线性静态分析

对局部进行建模分析,凸焊螺母和支架被划分成六面体网格,网格尺寸为 2 mm,螺栓通过 Beam单元进行摸拟,并对螺栓施加预紧力,预紧力大小根据标准查得。

通过共节点来模拟螺母与支架的焊接关系,其它部位通过接触模拟,在挂钩处施加载荷,如图 5 所示。通过 ABAQUS 进行非线性静态求解。

图 5 有限元分析模型

2.2 Miner 线性累积损伤理论

根据 S-N 曲线进行全疲劳寿命分析,排气管支架的 S-N 曲线通过调用疲劳软件,以零件的应力结果为基础,用雨流循环计数法和 Miner 线性累积损伤理论进行疲劳分析。根据 Miner 线性累计损伤理论,结构的疲劳损伤为:

式中:ni 为应力水平 Si 循环的次数;Ni 为结构在应力水平 Si 下的疲劳寿命。当累积损伤到达 1 时发生失效。

2.3 疲劳分析与优化

根据有限元非线性分析的结果,对上述模型施加正弦信号载荷,如图 6 所示,用疲劳分析软件结合线性累积损伤理论进行疲劳寿命分析。

图 6 正弦疲劳载荷历程

疲劳寿命结果如图 7 所示。由图可知,损伤比较大的区域与实际疲劳开裂的位置(图2)基本一致,即位于凸焊螺母焊接区域;危险区域的寿命次数为38.9×103 次。

图7 圆形螺母疲劳损失云图(优化前)

在此基础上对方案进行优化,需要对局部结构进行加强。但考虑到成本最优,将圆形凸焊螺母(直径为 18 mm)改为法兰螺母(直径为 26 mm),模型对比如图 8 所示,螺母与支架的接触面积变大。

图 8 优化前后凸焊螺母对比剖面图

在 ABAQUS 有限元模型更改的基础上,得到优化方案的应力分析结果;对新模型进行疲劳模拟,疲劳仿真结果如图 9 所示。

图 9 法兰螺母疲劳损失云图(优化后)

由图可知,损伤的分布发生了变化,危险区域的疲劳寿命次数变为分布发生了变化,危险区域的疲劳寿命次数变为344×103次,疲劳寿命得到很大提高。

疲劳试验验证

通过试验对上述优化方案进行验证。取支架局部零件安装固定在试验台架上,如图 10 所示。

图 10 支架疲劳台架试验

通过油缸进行加载,加载的载荷与仿真中的载荷保持一致,载荷频率为 10 Hz、幅值(Fa )分为 550 N和 450 N 两种正弦信号,如图 11 所示。疲劳试验结果见表 1。

图 11  台架试验油缸加载信号

表 1 优化前后样件试验寿命(×1000 次)

针对以上试验优化前后的样件试验,典型的开裂模式如图 12 所示,优化前圆形凸焊螺母和优化后法兰凸焊螺母均在焊接区域产生裂纹,并向外扩展。

图12 典型样件开裂方式

对比试验和仿真结果可知,试验开裂的位置和仿真中的危险区域基本一致。寿命次数的比较如图 13所示。

图 13 疲劳寿命图

将试验结果(表 1)和仿真结果填入图 13,由图可知,疲劳仿真中的寿命次数曲线(图中的直线)与试验结果趋势基本吻合。此外,优化后的法兰螺母的疲劳寿命(仿真和试验)位于标准线之上(黑色直线)。

分析表明,法兰螺母的优化措施能够提高结构的寿命。在后续的整车试验中,优化后的法兰螺母连接也没有出现开裂,进一步验证了本研究提出的疲劳分析方法的有效性。

结 论

本研究提出的优化方案,在整车样车疲劳试验中再次得到了确认,支架不再发生疲劳开裂。仅通过一个螺母的更改可以解决开裂问题,而没有额外增加零件成本,模具及工艺的费用也没有增加,这是一般的分析模拟方法所不能达到的效果。

通过对实际疲劳开裂问题进行分析,考虑到螺母凸焊和螺栓预紧力的影响,对模型进行局部疲劳仿真模拟,并提出优化方案。在此基础上,通过试验对仿真结果进行验证。

针对凸焊螺母或者螺栓连接的疲劳开裂问题,通过建立局部疲劳模型进行仿真优化分析,并通过试验来验证疲劳预测。由此提出的疲劳优化方法能够有效地指导结构设计,节省了大量的开发费用,具有一定的工程实用价值。

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