电动汽车白车身轻量化设计及性能分析
电动汽车白车身轻量化设计及性能分析
电动汽车白车身的轻量化设计是实现汽车节能减排的重要途径。本文以铝合金电动汽车白车身为研究对象，通过建立有限元模型，进行了一系列的轻量化设计与性能分析。研究结果表明，通过优化设计变量，可以在保证性能的前提下实现显著的轻量化效果。
设计与分析背景
汽车轻量化的目的在于，在满足汽车使用功能性、安全性、稳定性的前提下，通过优化结构设计、应用新材料、创新制造技术等手段，来实现对整车质量的减小，以完成汽车能耗和排放由高到低的转变。相较于汽车动力系统和传动系统的技术改革，轻量化是降能耗、减排放最直接、最有效的措施之一。车身结构约占整车结构质量的30%，是整车结构质量占比最高的部件，因此，车身结构的轻量化尤为重要。
当前，车身结构设计的轻量化主要是通过先进的模拟计算分析等手段，对原有车身结构、部件重新进行造型设计，使其满足安全性、疲劳性能、刚度、动静模态等多方面的使用要求，并且开发出薄壁、中空、轻质、高强的结构部件，尽可能减小零部件质量，去除零部件冗余部分，以提升材料利用率。本文对铝合金电动汽车白车身进行轻量化设计，在满足相关标准的前提下，通过尺寸优化减小车身质量，并且进行性能分析。
白车身有限元模型
根据三维数字模型、物料清单和连接工艺，通过几何清理、网格划分、设置材料、定义连接等操作，基于ANSA软件ABAQUS模块建立铝合金电动汽车白车身的有限元模型，如图1所示。图1中，红色是由6082-T6铝型材焊接而成的车身骨架，绿色是由5182-O铝合金板材冲压而成的车身覆盖件。白车身质量为399.195 kg，壳单元共有585 783个，体单元共有10 919个，梁单元共有24 340个。在梁单元中，焊缝单元共有24 252个，螺柱单元共有88个。材料属性见表1。
表1 材料属性
图1 白车身有限元模型
工况
3.1 弯曲工况
在左前减振器座处约束Y、Z两个方向的平动自由度，在右前减振器座处约束Z方向的平动自由度，在左后减振器座处约束X、Y、Z三个方向的平动自由度，在右后减振器座处约束X、Z两个方向的平动自由度。根据企业标准，在门槛左、右纵梁中间位置沿Z方向共施加3 000 N荷载，每个位置各施加1 500 N载荷。弯曲工况下的荷载及位移约束如图2所示。
图2 弯曲工况荷载及位移约束
3.2 扭转工况
在前防撞梁中心处约束Z方向的平动自由度，在左后减振器座处约束X、Y、Z三个方向的平动自由度，在右后减振器座处约束X、Z两个方向的平动自由度。根据企业标准，在前减振器座处施加2 000 N·m的扭矩，转换为在前减振器座处施加2 012 N的正负载荷。前减振器座的间距为0.994 m。扭转工况下的载荷及位移约束如图3所示。
图3 扭转工况载荷及位移约束
3.3 模态工况
白车身模态分析时，采用自由模态。在自由模态下，不施加任何外部载荷和约束，使白车身完全处于自由状态，同时忽略车身系统阻尼。
原车身性能分析
4.1 模态分析
汽车行驶时，受到来自外部或内部的各种激励。车身外部的激励主要是路面不平度激励，频率一般在3.3～4.2 Hz范围内。车身内部的激励主要有车轮动不平衡激励、传动系统激励、电机怠速激励，车轮动不平衡激励频率为13.25～16.57 Hz，传动系统激励频率为123.25～154.07 Hz，电机怠速激励频率为86.3 Hz。如果车身固有频率在这些激励频率范围内，车身振动就会被激发，从而产生共振，影响车身性能。
原车身前12阶模态见表2。原车身前12阶次模态频率在24～70 Hz范围内，相邻阶次模态频率相差3 Hz左右，发生模态耦合的概率非常小。原车身一阶扭转模态频率为30.8 Hz，一阶弯曲模态频率为54.6 Hz，均避开上述激励频率区间，不会产生共振。
4.2 刚度分析
车身弯曲刚度EI为：
(1)式中：∑F为弯曲工况施加在车身上的总荷载;dmax为门槛纵梁上所取点的最大Z方向位移;db为补偿位移。
求得原车身弯曲刚度为10 995 N/mm，大于目标值，目标值为9 000 N/mm。原车身弯曲刚度总位移场如图4所示，Z方向位移场如图5所示。
图4 原车身弯曲刚度总位移场
图5 原车身弯曲刚度Z方向位移场
车身扭转刚度GJ为：
GJ=M/θ(2)式中：M为扭转工况下施加在车身上的扭矩;θ为扭转角。
求得原车身扭转刚度为26 420 N·m/(°)。汽车研发商规定的车身扭转刚度目标值为15 000 N·m/(°)，由此可见，原车身存在较大的优化空间。原车身扭转刚度总位移场如图6所示，Z方向位移场如图7所示。
图6 原车身扭转刚度总位移场
图7 原车身扭转刚度Z方向位移场
车身轻量化设计
白车身底部是整车的主要承载结构，组成如图8所示。白车身底部承载结构件大部分由大截面、多腔体、大壁厚型材制作而成，型材截面抗弯和抗扭性能优异。原车身动静态性能分析结果显示，车身底部刚度明显过大，由此去除车身前后碰撞关键部位的零部件——散热器横、纵梁和后围下部横梁，并选取车身底部的12个主要承载结构件作为优化对象，且均为对称结构。
图8 白车身底部组成
定义优化对象的壁厚为设计变量，车身质量最小为目标函数。扭转工况下，左、右前减振器座加载点相对Z方向的位移不大于1.5 mm。弯曲工况下，左、右门槛纵梁所取测点最大Z方向位移的平均值不大于0.35 mm。为避开车轮动不平衡激励频率范围13.25～16.57 Hz，车身一阶模态频率不低于23 Hz。设置完成所有优化参数后，提交程序运算，经过八次迭代，优化过程结束，优化结果见表3。
优化后车身性能分析
6.1 模态分析
优化后车身各阶模态频率和振型与原车身相比基本保持一致，优化前后车身前12阶模态频率对比如图9所示。优化后车身一阶模态频率为24.6 Hz，满足模态频率的约束条件。一阶扭转模态频率和一阶弯曲模态频率分别为30.8 Hz、54.2 Hz，与原车身的模态频率和振型相差不大，避开了内外激励的频率区间，不会产生共振，满足动态性能要求。
图9 优化前后车身前12阶模态频率对比
6.2 弯曲工况分析
优化后车身弯曲刚度Z方向位移场如图10所示，由式(1)可得优化后车身弯曲刚度为9 465 N/mm，大于目标值，满足设计要求。
图10 优化后车身弯曲刚度Z方向位移场
优化前后车身弯曲刚度曲线对比如图11所示。从整体来看，优化前后曲线变化趋势一致，优化后曲线从两端向中间平滑过渡、连续性较好。优化后曲线整体在原车身曲线的下方，说明优化后车身Z方向位移有所增大，并且越远离减振器座位置，Z方向位移差值越大，这正是优化后车身弯曲刚度有所降低的表现。
图11 优化前后车身弯曲刚度曲线对比
6.3 扭转工况分析
优化后车身扭转刚度Z方向位移场如图12所示，由式(2)可得优化后车身扭转刚度为24 722 N·m/(°)，大于目标值，满足设计要求。
图12 优化后车身扭转刚度Z方向位移场
优化前后车身扭转刚度曲线对比如图13所示。从整体看，优化前后曲线变化趋势基本一致，都呈现为S形，优化后曲线从前向后首尾衔接、平滑过渡，整体连续性较好。优化后曲线整体在原车身曲线的上方，说明优化后车身扭转角有所增大，并且越靠近前减振器座位置，扭转角差值越大，表现为曲线变化更陡峭，这正是优化后车身扭转刚度有所降低的表现。
图13 优化前后车身扭转刚度曲线对比
6.4 轻量化设计效果
优化后车身质量为360.164 kg，质量减小了39 kg，轻量化率达到9.78%。优化后车身弯曲刚度和扭转刚度分别为9 465 N/mm、24 722 N·m/(°)，相比原车身有所降低，其中弯曲刚度降低13.92%，降低幅度较大，并且仍然满足标准要求。
引入车身轻量化系数概念来表征，车身轻量化系数L为：
(3)式中：m为白车身质量;Ct为车身静态扭转刚度;A为四轮间正投影面积，即左右车轮外边距乘以轴距。
白车身左右车轮外边距为1.99 m，前后轴距为3.035 m，则四轮正投影面积为6.039 65 m2，优化后车身轻量化系数为2.412 kg·(°)/(N·m3)，相比原车身减小了3.6%。优化前后车身属性见表4。
结束语
随着汽车工业的发展，节能、环保、安全、智能已成为新能源汽车研发制造的主旋律，轻量化则是实现节能环保、可持续发展的最重要途径。本文通过有限元分析软件对铝合金电动汽车白车身进行轻量化设计，在满足车身模态、弯曲刚度、扭转刚度的前提下实现对车身质量减小39 kg，使轻量化率达到9.78%，车身轻量化系数由2.502 kg·(°)/(N·m3)减小至2.412 kg·(°)/(N·m3)，轻量化效果明显。有限元模型分析代替大量试验分析工作，为车身设计提供依据，指导生产实践，可以减小工作量，缩短生产周期，具有较高的实用价值。
本文原文来自期刊《装备机械》，作者：李洪林、刘学、温杨、沈亚超、马多、李柏林，单位：辽宁忠旺集团有限公司，地址：辽宁辽阳 111003。