超大尺寸一体式压铸铝合金后段车身疲劳仿真与试验研究

曾维和，苟黎刚，罗 宇，张 俊，廖慧红

（吉利汽车研究院（宁波）有限公司，宁波 315336）

前言

铝合金密度约为钢的1/3，具有比刚度高、比强度高、耐腐蚀、碰撞吸能效果极佳等优良特性［1-3］，是国内外新能源汽车厂商青睐的轻量化材料［4］；车身零部件一体化集成设计可大幅缩减零部件个数，进而减少模具数量；简化零部件焊接拼接制造工序进而提高生产节拍和效率。在碳中和碳达峰大背景下，以铝代钢［5］、以一体式压铸集成制造结构件代替传统冲压焊接钢制车身是促进整车轻量化［6］、提升续航里程、减少碳排放、节约生产成本［7］的高效解决方案，拥有广阔的应用前景。

得益于大吨位压铸设备与技术发展［8］，可量产的零部件尺寸规格和合格率逐步提升，一体式压铸技术备受青睐。压铸铝合金汽车零部件逐步向大尺寸、高度集成、高性能、复杂化、薄壁轻量化方向发展进化［9-10］，典型应用由前减振塔、副车架［11］、A/C/D 柱接头等小中型尺寸结构件逐步应用到后纵梁、中通道、后地板等大尺寸复杂关键承力结构件，替代零部件数量增加集成程度提高，经济效益日益凸显，因此近年来一体式压铸铝合金车身成为各汽车主机厂商争相研发热点。2020 年［12］Tesla 率先实现一体式压铸后纵梁成功量产下线并搭载在Model Y 车型上市交付，公开数据显示零部件数量由70多个减少至1～2个，成本降低约40%，续航里程提升超14%，质量减轻约10%。国内广汽研究院等［13］基于后碰性能，借助拓扑优化手段实现一体压铸铝合金后纵梁轻量化、模块化设计，相比传统钢制后纵梁轻量31%；泛亚汽车技术中心潜圣汶等［14］依据薄壁铸铝前轮罩的结构特性，通过模流分析真空高压铸造成型过程优化生产工艺提高了压铸铝合金零件的成形性能，减少甚至消除压铸薄壁结构铸造缺陷提升了产品合格率；陈学美等［15］对铝合金后轮罩真空压铸工艺方案和参数进行设计和改进，成功生产出屈服强度142 MPa、抗拉强度258 MPa、延伸率7.45%的铸件，满足了铝合金后轮罩力学性能要求。一体压铸铝合金零部件不仅助力车身轻量化达成新能源车理想续航里程，而且可提升车身弯扭刚度［16］等基础性能指标，改善车辆动态操稳性和整车NVH性能水平。

车身研发工程实践中，为快速验证疲劳性能，一般以抗拉强度和弹性模量力学性能参数为依据，凭经验公式简单预估压铸铝合金疲劳曲线用于压铸铝构件耐久仿真，损伤计算精度不能满足精益研发的需求。本文中针对某MPV 车型应用的大尺寸一体式真空压铸铝合金后段车身耐久开发问题，首先测试了压铸铝车身材料应变疲劳寿命，研究其低周疲劳行为，获得铸件材料E-N 曲线；然后搭建Trim Body（简称TB）模型借助有限元方法计算得到一体压铸后地板总成疲劳损伤，识别出耐久开裂风险位置并对结构进行优化；最后基于改进设计的结构量产装车，进行四立柱台架强化耐久验证，确保一体压铸铝合金车身后地板满足耐久性能的开发目标。

1 压铸铝合金材料低周疲劳行为

1.1 合金成分设计

考虑到一体压铸后地板总成薄壁结构尺寸大、形状结构复杂且是车身弯扭关键承载结构件，要求合金溶液充型性好、铸件强韧性综合性能优良，因此选择强度高、流动性好的Al-Si-Mg 系铝合金：Si 含量控制在7.5%～8.5%改善铸造性能降低热裂倾向，少许Mg提升合金屈服强度［17］，加入微量Ti和稀土元素Sr 净化熔液、细化铸态组织提高铸件强韧性［18］；Cu、Fe 会加剧合金热裂倾向降低耐腐蚀性，Fe 元素还会在熔液中化合反应生成Al8Mg3FeSi6等硬脆相［17］，对铸件强韧性不利，因此严格控制合金成分中Fe、Cu 的含量；添加适量Mn 改善三叉晶界处富铁相颗粒不规则形貌，减弱硬脆相对合金基体的割裂作用［19］。设计的铝铸件材料具体合金成分见表1。

1.2 拉伸与疲劳试验测试

以表1 中合金成分压铸料片，根据金属材料室温拉伸试验方法GB/T 228.1—2021 的要求，加工标准拉伸试样，利用MTS 万能拉伸试验机进行准静态拉伸力学性能测试，拉伸速率设定为0.01 mm/s，试验获得的压铸合金抗拉强度、弹性模量、延伸率等力学性能参数汇总在表2中。

表2 压铸铝合金拉伸力学性能

依据GB/T 15248—2008 的规定进行低周疲劳寿命测试，加工的用于疲劳测试试样尺寸如图1 所示，料厚3 mm。借助MTS 647 型号的电液伺服疲劳试验系统测试压铸合金试样500～105次范围内低周疲劳寿命，疲劳测试在室温下进行，采用轴向应变控制，循环应变比Rε=-1，载荷波形为三角波，加载频率范围0.02～1 Hz。

图1 疲劳试样尺寸

采用标距为12 mm 的应变引伸计测量控制应变，分别测量总应变为0.2%～0.7%共6 个应变水平下疲劳寿命，每个应变水平重复试验有效试样数量≥4 个，统计有效样本数量共24 个。疲劳试验系统和疲劳试验试样装夹如图2所示。

图2 试样疲劳测试

1.3 材料疲劳结果分析

1.3.1 应变-寿命（E-N）关系

分别测试总应变幅△εt/2 为0.2%、0.3%、0.4%、0.5%、0.6%、0.7%时压铸铝合金试样的循环寿命次数；记录各疲劳试样应力-应变测试数据，依据GB/T 26077—2021 处理试验数据计算得到弹性应变幅△εe/2 和塑性应变幅△εp/2。疲劳测试的压铸铝合金材料应变-寿命试验数值如图3 所示。由图可见：在试验选定应变幅内，随着总应变幅增大，材料疲劳寿命迅速下降；应变幅0.2%～0.7%时，疲劳寿命次数Nf分布在500～56 000次范围内。

图3 压铸铝合金应变-寿命试验数据散点图

图4 弹性应变幅-寿命关系曲线拟合

图5 塑性应变幅-寿命关系曲线拟合

一般地应变控制的金属材料低周疲劳测试，总应变幅可表述为弹性应变幅和塑性应变幅两部分的和［20-21］：

引入弹性模量E，应变幅与疲劳寿命的关系式可用Coffin-Manson-Basquin 模型［22-23］描述：

对式（2）和式（3）两边分别取对数可得：

综上所述，基于最小二乘法拟合的关键参数，压铸铝合金材料总应变-寿命关系式可表述为

利用式（7）绘制的压铸材料应变幅-寿命关系曲线如图6 所示。由图可见：随着应变幅增加，压铸铝合金疲劳寿命呈幂函数级迅速降低；塑性应变线斜率大于弹性应变线斜率。弹性线与塑性线交点大约在循环载荷反向数2Nf=1352 次；在分界线左侧疲劳寿命低，材料疲劳主要由塑性应变幅主导，随着应变幅降低，循环寿命进入分界线右侧，压铸铝合金疲劳寿命逐渐由塑性应变控制变为弹性应变幅控制。

图6 压铸铝合金应变-寿命（E-N）曲线关系

1.3.2 循环应力-应变关系

对于单向应变控制的低周疲劳试验，循环应力σ-应变ε曲线关系可用Ramberg-Osgood 模型描述，如式（8）所示：

根据式（8）Ramberg-Osgood 方程，循环应力幅-塑性应变幅关系行为可用式（9）幂函数形式表达［24］，其反映的是在低周应变疲劳载荷工况下材料的真应力-应变特性［25］。

式中：Δσ/2 为循环应力幅；K＇为循环强度系数；n＇为循环应变硬化指数。

低周疲劳试验测得的压铸合金循环Δσ/2-Δεp/2 数值见图7。基于最小二乘法原理利用式（9）指数函数对测试的循环应力-应变散点数据进行回归分析，得到模型参数K＇=188.62，n＇=0.0255，拟合的循环应力-应变曲线如图7 所示。图中显示试验散点数据均匀分布在曲线两侧，曲线拟合相关性系数ρ2=0.917，由此可知回归分析拟合曲线与实测数据相关性大，使用式（9）所示幂函数描述该压铸铝合金材料的循环应力-应变行为具有较高的置信度。

图7 压铸铝合金循环应力-应变关系曲线

至此已全部得到描述一体压铸车身所用铝合金材料的低周疲劳行为关键参数，E-N 曲线关键疲劳参数总结见表3。

1.3.3 循环迟滞回线分析

采集各低周疲劳试样在疲劳寿命的一半周期时（即50%Nf）应力-应变循环曲线，图8 列出了试验应变幅0.2%～0.7%范围内压铸合金的应力-应变滞回曲线。由图可见：当应变幅Δεt/2=0.2%时，疲劳试样基本处于弹性变形阶段塑性变形小，卸载后大部分变形可恢复残余变形微小，拉-压一次循环内应力-应变曲线几乎重合，因此没有形成明显的迟滞环；当总应变幅Δεt/2 从0.3%逐步增大至0.7%，疲劳试样塑性变形增大，卸载后残余变形逐渐增加，正向-反向加载一个循环应力-应变曲线形成闭合环包围面积扩大，闭合曲线形成的迟滞环逐渐明显。

图8 压铸铝合金循环应力应变迟滞回线

2 一体压铸铝合金车身疲劳计算及优化

2.1 一体式压铸铝合金后端车身结构设计

将传统冲压钢板焊接后段下车身后地板、C 环、后内轮罩、后排座椅横梁、后纵梁等零部件功能集成创新设计于一体，再进行整体压铸生产，经集成化设计的一体压铸铝合金后端下车身基本尺寸和形状如图9 所示。该压铸结构集成零部件数量多，尺寸规格大超越常规规模的压铸零部件，铸件最前端至最后端距离1 398 mm，左右侧最宽处达1 566 mm，底部至最高点高度达782 mm。

图9 一体式压铸后端下车身形状及尺寸

车身后端C 环是车体承受扭转负荷最关键的传力路径，对于一体压铸铝合金后端车身需要对C 环结构进行精心设计，确保铸件本身具有足够的刚度和强度，一体压铸件在整车状态下承受繁重往复的弯扭载荷时才能呈现出优越的疲劳耐久性能。为此，设计了两种刚强度不等的C 环技术方案，以便后续章节进行疲劳耐久性仿真对比。

初始设计的C 环技术方案如图10 所示：C 环顶端仅延伸至轮罩中间腰部位置便停止（图10（b）），且C 环背面腔体内未布置任何加强肋（图10（c））。对初始设计的C 环方案加强改善，改进设计后的方案如图11所示：在初始设计的基础上，C环顶部继续往上延伸穿过轮罩腰部以上区域直至轮罩法兰边（图11（b）），另为进一步做结构加强，在C 环背面腔体内合理布局设计了连接肋（图11（c））。

图10 一体式压铸后端车身结构初始方案

图11 一体式压铸后端车身结构改进方案

2.2 有限元建模

设计的一体压铸铝合金后段车身（图9）为薄壁结构，本体和加强肋特征料厚1～5 mm，结构复杂程度高、尺寸大，为保证计算精度同时缩减有限元模型规模，采用壳单元建模离散。利用ANSA 软件前处理模块对一体压铸薄壁结构CAD 数据进行几何清理、修补、抽中面，然后进行网格划分。为使离散后网格能充分体现结构中的圆弧拐角等曲面特征，类型选择三角形、四边形混合网格，单元平均尺寸为5.4 mm，控制三角形网格数量占比＜5%。离散后的一体压铸后端车身结构件单元总数为180 293个，有限元网格模型如图12所示。

图12 一体式压铸后端车身结构件网格模型

划分白车身及整车其他各子系统零部件网格，根据实车连接信息位置准确建立零件之间连接，有限元模型中焊点、自冲铆接SPR、FDS采用ACM 单元建模，螺栓和抽芯拉铆连接用CBAR 单元简化，粘胶采用RBE-HEXA-RBE3 模拟。对未建立有限元网格的系统采用集中质量简化，为模拟车辆路试满载状态，行李箱配质量50 kg，乘员舱乘客单人70 kg，总质量为70 kg×4=280 kg。将白车身与四门两盖/前后保/座椅/主副仪表板/动力电池包等子系统模型装配连接搭建起整车Trim Body（简称TB）模型，如图13所示。

图13 Trim Body有限元分析模型

基于虚拟试验场（virtual proving ground，VPG）技术获取载荷谱可不受骡子车的限制［26］，将提载工作提前到新车型研发数据阶段开展，成本低、周期短，可快速迭代，仿真载荷谱应用于整车耐久开发精确度、实用性已经过大量工程实例验证［27-29］，VPG 技术在各大车企已被广泛接受和应用［30］。

扫描试验场耐久路面得到虚拟路面3D 数字模型，搭建车辆刚柔耦合模型在3D 虚拟路面上进行多体动力学仿真，得到车辆行驶过程中各接付点三向载荷。整车TB疲劳仿真时在车身与底盘悬架、副车架接付点处施加基于虚拟试验场多体仿真提取的载荷。耐久仿真共11条特征路面，图14列出了前减振塔点在耐久路面1～11 激励下x/y/z向载荷时程响应曲线。

图14 车身前减振塔接付点耐久路面载荷激励时程曲线

2.3 模态叠加法瞬态疲劳分析原理及流程

模态瞬态法原理是首先对物理坐标系下基础动力学方程进行矩阵变换至模态坐标系下缩减方程式自由度，在模态坐标系下求解自由度非耦合的动力学方程得到每阶模态对应的模态坐标（亦称模态参与因子）时间历程［31］；模态分析提取的各阶模态应力与对应阶次的模态坐标时间历程响应为权重相乘并叠加得到系统动应力时间响应；最后对单元动应力瞬态响应信号进行雨流分析统计不同应力幅下循环数，基于Miner 损伤累积原理并结合材料E-N 曲线计算得到车身钣金结构的疲劳损伤。借助模态叠加法对TB有限元模型进行瞬态疲劳仿真，工作流程图如图15 所示。模态叠加瞬态疲劳分析综合考虑了路谱载荷激励频率、辐值水平和车身结构固有频率因素对结构应力动态响应及疲劳损伤的影响［32］，精确度高且经规模缩减，求解效率高、耗费成本低［33］，在整车耐久这种动态加载时间长且TB 有限元模型规模大的问题计算方面体现出绝对优势。

图15 TB模型模态瞬态法疲劳计算基本流程

2.4 一体压铸车身应力瞬态响应分析及比较

对于受外界动载荷激励的多自由度振动系统，考虑系统阻尼的动力学方程微分形式表达式为

式中：u(t)为系统位移响应；f(t)为外界动激励；[M]为系统总质量矩阵；[C]为系统阻尼矩阵；[K]为整体刚度矩阵。

设系统固有频率ω1，ω2，…，ωn对应的第1，2，…，n阶模态对应的振型向量为{∅1}，{∅2}，…，{∅n}，振型矩阵为

引入振型矩阵，广义坐标至模态坐标变换关系为

式中{ξ}为模态坐标向量。

将式（12）整体代入式（10），并在式（10）两边同时乘以模态振型矩阵的转置[∅]T，得到：

式（13）是模态坐标系下系统动力学微分方程的一般形式。依据模态振动基础原理振型向量正交性，振型矩阵可使刚度矩阵[K]和质量矩阵[M]对角化；阻尼矩阵[C]不能与[M]、[K]同时对角化，但多数情况下振型矩阵可将[C]近似对角化［34］，故令

联合式（13）～式（16）可得：

可知经模态坐标变换和矩阵对角化后，求解广义坐标多自由度系统动力学方程解耦为求解n个独立的单自由度系统的动力学微分方程。解式（18）得到系统模态坐标时间历程ξ(t)，联合有限元模态分析提取单元各阶模态正应力和剪切应力，基于模态应力和模态坐标时域响应计算单元应力响应方法为

耐久路面时域载荷信号PSD 特性分析显示有效激励能量集中分布在低频0～50 Hz 范围内，因此模态瞬态法整车耐久仿真模态截断频率设定为50 Hz。模态截断减少了高频部分模态的叠加，大幅缩短了计算时间，但未参与叠加的重要高频模态对加载点附近局部大变形、高应力集中区结构损伤分析精度造成损失，故为弥补模态截断对位移、应力瞬态响应计算结果造成的误差须人为引入残余模态来改进计算精度［34］。

假设经模态求解获得截断频率范围内有k阶振动模态，引入残余模态阶数N，单元正应力、剪切应力瞬态响应可表述为

车身钣金结构疲劳计算通常将主应力作为损伤计算的依据，联合式（22）～式（24）单元i最大主应力动态响应为

式中σi为单元i的最大主应力。

基于搭建的TB 有限元模型利用模态叠加法进行瞬态分析，模态计算输出截断频率以下振动模态应力和残余模态应力，瞬态求解获得模态坐标时间历程，借助式（22）～式（24）振动模态应力和残余模态应力以对应的模态参与因子时域响应为权重乘积并线性叠加得到单元应力，以单元应力瞬态响应使用式（25）计算一体压铸铝合金车身在耐久路谱激励下最大主应力时域响应，图16 列出了一体压铸后端车身初始方案和改进方案ID=1000 的单元最大主应力在耐久路面一次循环时域响应信号。1000 号单元所处车身具体位置示意如图17 所示，其处于后轮罩腰部，该位置C 环与轮罩曲面特征交汇，结构刚度不连续易产生应力集中，车身在耐久路面承受交替弯扭载荷时应力水平高，因此疲劳计算特别关注此区域的动应力响应。图16（a）清晰显示，与路谱激励特征相对应，应力信号辐值在2，3，6，7，11 路面上高低切换频率快，尤其受路面11 载荷激励时，不仅变化频率高而且应力峰值也高于其他任一路面。另一方面，由图16（a）可清楚看到相比初始设计的结构，改进方案1000 号单元主应力明显减小，这主要得益于C 环穿过轮罩腰部直抵法兰边且C 环背面增加连接肋，后段车身整体结构刚度提升且刚度连续无突变，整车承受弯扭时后端车身变形小从而应力水平下降。图16（b）是图16（a）的局部放大，清晰对比展示了两种设计方案在耐久路面11 局部时间段538～548 s 内单元主应力响应曲线，由图可知：与初始结构相比，改进设计后1000 号单元最大主应力由344.5 下降至227.0 MPa，应力水平减小幅度达34.1%，由此可见对于加强C 环结构对改善一体压铸后段车身整体受力状态的重要意义。

图16 单元1000最大主应力动态时域响应信号

图17 监测单元ID=1000所处位置示意

2.5 雨流统计及E-N法疲劳损伤计算

图16 中单元主应力时域响应信号显示局部最大主应力高达344.5 MPa，已远超车身压铸所用材料屈服强度151.8 MPa，材料变形超出弹性阶段，局部高应力导致压铸车身结构发生塑性应变，因此须采用应变-寿命E-N 法计算才能达到整车疲劳损伤仿真精度。分析耐久路面载荷激励车身结构动应力响应可知应力幅变化范围宽泛，弹性和塑性区间内均存在，须将平均应力对疲劳寿命的影响考虑在内，Smith-Watson-Topper（简称SWT）因对弹性应变和塑性应变均有修正，工程应用范围更广，基于SWT法修正的材料E-N曲线关系式变化为

式中σmax为某个循环中最大应力值。

车辆综合耐久试验短暂大载荷冲击导致的塑性应变是造成结构损伤的重要组成，NASTRAN 模态叠加TB 有限元瞬态分析用的是线弹性材料计算获得车身结构上名义应力应变响应，须将名义应力应变响应转换修正得到实际弹塑性材料的应力应变才能使用E-N 法进行损伤计算，nCode 提供Hoffman-Seeger、Neuber 等多种弹塑性修正方法，实际工程中应用最广泛的Neuber法则，其基本原理是：

式中：Δσe是线弹性有限元计算得到的名义应力幅；Δσ、Δε分别是弹塑性应力幅、应变幅。

基于模态瞬态法仿真整车动态疲劳寿命共计11 条特征路面，表4 列出了整车耐久试验各路面车速和循环次数。图16 中得到的各耐久路面行驶时主应力瞬态响应信号按照表4 中循环圈数重复，然后对循环叠加的信号进行雨流统计分析，得到的1000 号单元应力时域响应三维雨流计数结果如图18 所示。图18 中列出了两种方案高应力区域风险单元动应力响应辐值、均值分布范围和对应的循环数情况，结果显示：初始方案1000 号单元应力范围分布区间在0～433.9 MPa，均值分布区间-85.1～344.5 MPa（见图18（a）），分布最集中循环次数最高的应力均值水平是72.65 MPa；由图18（b）可知，改进设计后，应力变化范围区间为0～270.7 MPa，应力均值区间为-41.0～227.0 MPa，循环计数累积次数最多的对应均值水平为61.59 MPa。

图18 1000号单元应力动态响应信号三维雨流分析统计结果

表4 整车耐久仿真各路面循环数

基于雨流统计计数的各应力幅对应的循环数，依据Palmgren-Miner 损伤累积原理计算一体压铸车身薄壁结构钣金损伤。整车耐久开发工程实践中一般将总损伤作为结构疲劳开裂的判断依据：总损伤值若高于1，结构会发生疲劳断裂；若总损伤＜1，则无开裂风险。Palmgren-Miner 法则计算累积总损伤方法为

式中：D为累加总损伤；ni为第i个应力幅时雨流统计的循环数；Ni为第i个应力幅时材料疲劳曲线对应的寿命。

根据一体压铸车身结构形貌特点分析，轮罩腰部与C 环交界区域是车身承受耐久路谱载荷应力集中区，疲劳裂纹产生风险高，位置如图19 中A、B 区所示。依据Miner 损伤叠加原理结合动应力响应雨流计数计算的一体压铸结构左/右两侧A、B 区疲劳损伤云图分别如图20和图21所示，初始方案与改进方案压铸车身A、B 处损伤数值详细对比见表5。整车耐久仿真计算的压铸后段车身损伤结果显示：初始方案，左侧A、B 处最大损伤数值为2.05、2.27，右侧A、B区最大损伤分别是2.20、2.67，可见C环腰部特征交界处损伤均远超出1，若按此车身方案耐久试验铸件疲劳开裂风险极大；一体压铸件C 环改进设计后后端车身整体刚度提升，动应力响应辐值水平大幅降低，左侧A、B 区最大损伤大幅减小至0.32、0.23，右侧最大疲劳损伤值下降至0.31、0.23，铸件损伤远小于1。考虑到超大型铸件合金熔液流动距离长，各部位强度、疲劳力学性能差异，工程实践中压铸车身构件疲劳设计安全系数nf通常取2，即损伤目标值设定为1/nf=0.5。可见改进设计后，一体压铸车身疲劳损伤未超出耐久设计的目标值，整车耐久试验铸件疲劳开裂风险得以消除。

图19 铸件本体钣金疲劳风险区

图20 整车强化耐久仿真一体压铸车身左侧损伤云图

图21 整车强化耐久仿真一体压铸车身右侧损伤云图

表5 两种设计方案铸件关键位置疲劳损伤对比

3 整车四立柱台架强化耐久试验验证

基于一体压铸后端车身改进设计方案开模，经压铸工艺调试，最终压铸生产的一体式铝合金后段车身如图22 所示，可见压铸件表面光滑，无明显铸造缺陷。将一体压铸车身构件装车进行整车四立柱强化耐久疲劳试验，四立柱耐久测试激励载荷来源于VPG 多体动力学仿真，与2.2 节中整车疲劳仿真所用载荷一致。四立柱强化耐久试验结束后对整车装饰件拆除，仔细检查车身钣金是否存在耐久开裂问题。拆解后裸露的一体压铸铝合金后端车身如图23 所示。由图可见，耐久试验结束后，压铸车身结构完好，疲劳仿真开裂风险区域C 环腰部未见裂痕，铸件其他区域也未检出开裂问题。耐久试验结果表明：经结构改进设计的大尺寸一体压铸铝合金车身完美通过强化耐久验证，顺利达成车辆耐久开发目标；由此也可证明测试的压铸车身所用铝合金材料E-N 曲线应用于整车疲劳仿真预测，具有一定的准确度和可靠性，疲劳损伤计算结果可应用于指导一体压铸车身结构耐久性能设计与提升。

图22 量产一体式压铸铝合金后段车身

图23 整车道路强化耐久试验后拆解一体压铸后段车身

4 结论

（1）针对超大尺寸一体压铸车身所用铝合金材料，设计低周疲劳试验测试压铸铝合金应变-寿命E-N值，研究了其铸态试样低周疲劳行为。

（2）基于试验实测应变-寿命值，最小二乘法拟合得到所用压铸铝合金E-N曲线，结果表明：压铸合金材料E-N 关系可用Coffin-Manson-Baisquin 方程描述，获取的一体压铸车身用铝合金E-N 曲线关键参数：疲劳强度系数σf＇=605.93，疲劳强度指数b=-0.1353，疲劳延性系数εf＇=0.1469，疲劳延性指数c=-0.5255，循环强度系数K＇=188.62，循环应变强化指数n＇=0.0255。

（3）搭建整车Trim Body 有限元模型，基于VPG多体动力学仿真提取的接付点载荷，使用模态瞬态法计算了耐久载荷激励下一体压铸车身结构动应力响应，结合雨流计数和Miner 损伤累积法则，对比分析了两种设计方案铸件本体疲劳损伤，结果显示：初始方案铸件结构最大损伤高达2.67，改进加强设计后最大损伤降低至0.32，一体压铸车身结构损伤控制在0.5以内，无疲劳开裂风险。

（4）基于改进设计的一体压铸结构进行压铸后段车身进行开模、量产、装车，搭载四立柱台架试验进行整车强化耐久验证，耐久试验结果显示：试验后拆解、观察铸件损伤情况，结构未见任何裂痕，改进设计的一体压铸铝合金车身顺利通过强化耐久试验验证，圆满达成既定的耐久属性开发目标，证明了实测合金E-N曲线在整车疲劳仿真中应用的有效性。