骨架式电动车车身结构设计研究

骨架式电动车车身结构设计研究
李新伟;王慧怡;于多年;王志超
【摘要】分析了传统钣金结构车身的静态刚度和动态特性,基于该钣金结构车身,采用结构优化工具,根据电动车的性能要求设计出了骨架式电动车车身,经过对比分析,验证了骨架式结构车身在实现轻量化设计的前提下,性能还有所提升.为电动车车身
的结构设计提供了一条新的设计思路.
【期刊名称】《农业装备与车辆工程》
【年(卷),期】2014(052)012
【总页数】4页(P51-54)
【关键词】电动车;骨架式车身;结构优化设计
【作者】李新伟;王慧怡;于多年;王志超
【作者单位】130013吉林省长春市长春汽车工业高等专科学校;130013吉林省
长春市长春汽车工业高等专科学校;130012吉林省长春市吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室;130012吉林省长春市吉林大学汽车动态模拟国家重点实验室【正文语种】中文
【中图分类】U469.72
0 前言
当前，尽管电动车产业发展迅速，但是，限制电动车产业发展的技术瓶颈始终存在，如动力性不足，续驶里程短等仍没有实现根本性突破。

而且在短时间内，这些技术
性限制很难克服。

为此，为了间接突破这些弊端，可以考虑通过电动车的轻量化设计，特别是车身的轻量化设计来间接改善性能不足的缺点。

针对电动车的结构特征，为了实现较高程度的轻量化，可以采用骨架式结构来代替钣金结构构建车身总成[1]。

所谓骨架式车身结构，就是采用不同截面形状的梁来代替传统的钣金结构组
成的车身总成。

对于电动车而言，采用骨架式车身结构，可以基于电动车的结构特点进行针对性设计，无需在既有的钣金结构平台上进行改型开发，同时，借助骨架式结构，无需投入巨大的成本去开发模具，对于小批量电动车而言，可以有效降低整体制造成本。

本文的主要研究思路是，首先应用有限元方法分析钣金结构白车身，以便在进行骨架式车身结构设计时，以所分析的性能参数为参考。

其次基于钣金结构车身的基本尺寸，建立优化设计的基结构，基于电动车的使用工况，对基结构进行多工况拓扑优化，得到优化结果后，以该结果为基础，构建初步的骨架式模型。

然后针对骨架的壁厚再实施尺寸优化，得到最终的结构方案，并对其进行性能分析，再与传统结构进行对比，验证方案的可行性和优越性。

具体的技术路线见图1。

图1 研究路线图Fig.1 Research roadmap
2 对标车基本性能分析
本课题以国内某款微型车车身平台为基础开展相关研究，基于该款微型车进行骨架式电动车车身结构的轻量化研究。

为了获取轻量化设计方案的性能依据，首先借助有限元方法和相关性能分析工具，对传统钣金结构车身进行有限元静态和动态特性分析，主要是分析其模态特性以及静态刚度特性。

通过模态分析获取基础车型的前几阶模态频率和振型，通过静态刚度分析获取其扭转及弯曲刚度水平[1]。

在进行性能分析时，首先对钣金结构车身进行有限元模型的构建，所建立的有限元模型见图2。

图2 钣金结构车身有限元模型Fig.2 Finite element model of the sheet metal
body
分析钣金结构的静态刚度，主要是静态弯曲刚度和扭转刚度。

为了对静态刚度水平进行数量上的评定，沿着车身纵向，在白车身前纵梁的下部和后地板纵梁的下部，每间隔200mm取一系列截面，每一个截面选择若干个不同位置的测量点，测量各个点的挠度后取平均，该平均值就是该测量截面处的垂直挠度。

表1和表2中分别列出了弯曲以及扭转工况下各个测量截面的挠度值[2]。

表1 弯曲工况下各测量截面挠度值Tab.1 The deflection of each measurement section based on bending conditions（注：截面位置按车身纵向坐标标定）截面位置 -495 -331 -144 0 172 355 545 718垂直挠度／mm -0.008-0.01 0 0 -0.06-0.15-0.36-0.57截面位置 918 1 116 1 309 1 507 1 691 1 863 2 039 2 254垂直挠度／mm -0.62 -0.6 -0.52-0.133-0.096-0.076-0.13-0.12
基于挠度曲线得到挠度变化曲线，图3和图4中分别列出了两种刚度的挠度变化曲线。

经计算得弯曲刚度EI=14 157 N/mm，扭转刚度GJ=12 378N·m/(°)，两种刚度均满足一般轿车车身静态刚度性能要求。

其次对模型实施了自由模态分析，其前6阶模态频率列于表3，其中1阶弯曲频率为31.9 Hz，1阶扭转频率为34.2 Hz，相应的振型图如图5。

表2 扭转工况下车身两侧截面挠度值Tab.2 The deflection of both sides of the body sections based on reversing conditions（注：截面位置按车身纵向坐标标定）车身左侧车身右侧截面位置垂直挠度截面位置垂直挠度-343 3.0 -343 -3.0-190 2.82 -190 -2.78 13 2.78 13 -2.75 212 2.41 212 -2.48 411 2.23 411 -2.2 588 2.052 588 -2.037 754 1.863 754 -1.863 954 1.62 954 -1.617车身左侧截面位置1 158 1 353 1 549 1 745 1 902 2 095垂直挠度-1.34-1.03-0.70-0.34-0.009-0.299 2 267 0.247 2 267 -0.236 2 459 0.193 2 459 -0.189垂直挠度
1.34 1.03 0.70 0.33 0.003 0.281车身右侧截面位置1 158 1 353 1 549 1 745 1 902 2 095
图3 弯曲工况下的挠度变化曲线Fig.3 The deflection curve based on bending conditions
图4 扭转工况下车身左侧的挠度变化曲线图Fig.4 The deflection curve of the left side of the body based on reversing conditions
表3 微型车白车身前6阶自由模态Tab.3 The first 6 order free modals of body in white模态阶数模态频率／Hz 振型描述1阶 31.9 整体弯曲2阶 34.2 整体扭
转3阶 39.5 发动机舱横向弯曲4阶 42.2 前支架局部振动5阶 47.2 地板中部、
侧围内板中部局部振动6阶 51.3 前支架、地板中部、侧围内板局部振动
图5 前两阶模态振型图Fig.5 The first 2 order modal shape diagram（a）第1阶模态模型（b）第2阶模态模型
3 骨架式电动车车身结构设计
基于钣金结构车身的基本尺寸建立了拓扑优化的基结构，基结构模型如图6所示。

在构建基结构时，只保留了车门以及前后风窗结构，以保证没有进行人为主观设计。

因此以基结构为对象进行骨架式结构设计时，势必需要借助拓扑优化获取满足性能要求的空间拓扑。

图6 基结构模型示意图Fig.6 The schematic diagram of the base structural model
基于电动车车身结构的实际使用情况，对其进行多工况拓扑优化，在表4中列出
了各个工况所对应的载荷以及约束情况。

在以上优化过程中，需要首先确定设计变量、设计目标以及约束条件，所选择的设计变量是基结构整体，设计目标是要实现最大刚度，间接表示就是要获得最小的加权柔顺度，设计约束为质量要低于既有质量的20%，并加入成员尺寸控制约束等
工艺约束进行拓扑优化设计[3]，得到优化后的拓扑结果见图7。

表4 各工况的载荷及边界条件Tab.4 The loads and boundary conditions of each condition工况类型载荷及边界条件（K——动荷系数）弯曲工况施加全部载荷 K=1.8；约束4个支撑点处的全部自由度扭转工况在前部支撑点处施加等大
反向的集中力F=4 000 N K=1.8；约束后部左右两侧支撑点处的全部自由度在前
部沿纵向施加向后的载荷，大小为229 166 N，由10个受力点承受，K=1；约束4个支撑点处的全部自由度顶压工况在车顶施加8 250 N的力，由若干点承受，
K=3；约束4个支撑点处的全部自由度正碰工况
图7 骨架结构的拓扑优化结果云图Fig.7 The topology optimization results of frame-type structure
接下来，立足于材料的最佳匹配和可行性工艺约束实现，以拓扑优化结果为参考，借助人为选优的方式，在构建侧围门框结构时选择特殊形式的梁结构，其它区域的结构通过方形或者矩形截面梁来构建，所构建的初步的模型如图8所示。

图8 骨架式车身结构的初始模型Fig.8 The initial model of frame-type structure
通过在初始模型和优化结果之间进行对比发现，初始模型的主体结构和优化结果基本一致，但针对局部结构进行了基于经验的针对性调整，并考虑了不同结构之间的搭接关系，进行了一定的初步设计和调整，最终获得了经过拓扑优化后的骨架模型。

尽管初步骨架结构的空间拓扑形状已基本达到最优化，但是没有对梁的截面尺寸进行优化设计。

对于相同的结构，当承受的载荷不同时，其变形以及应力状态是不一样的。

可以说，梁的截面力学特性对梁的承载水平、疲劳寿命以及应力水平等起决定影响作用，所以，为了获取最佳的结构方案，需要对梁的截面尺寸进行优化，也就是尺寸优化。

对梁的截面实施尺寸优化时，所选择的设计变量是各个梁的截面厚度尺寸，为了简
化优化过程，首先对厚度值相近的梁进行人为选定，基于厚度值的不同，共分成10组不同厚度值的梁。

在尺寸分析中，分别确定尺寸优化的设计变量、约束条件以及设计目标。

以总质量最小为目标，在保证两阶模态频率值F1≥32 Hz、F2≥35 Hz，弯曲刚度 EI＞18 000 N/mm、扭转刚度 GJ＞15 000 Nm/(°)的前提下，进行弯扭工况和自由模态的尺寸优化。

经过多次迭代，得到最终的尺寸优化结果如图9所示。

图9 骨架结构尺寸优化结果云图Fig.9 The size optimization results of frame-type structure
从结果云图里得到各组梁优化后的截面厚度尺寸，列于表5中。

表5 各组梁尺寸优化后的厚度值Tab.5 Thickness of each set of beams optimized组号梁结构名称1 底部车架2 地板横梁3 地板纵梁4 门框、后侧围5 顶部后横梁厚度／mm 组号梁结构名称厚度／mm 2.2 6 前后防撞梁 1.5 2 7 局部连接支架 2 1.8 8 顶盖横梁 0.8 2.4 9 前后围横梁 2 1.8 10 前安装架、侧围梁0.8
基于尺寸优化的结果，更改梁的截面厚度尺寸，并重新赋予模型厚度信息，分析其模态频率、静态刚度等基本性能，并与之前分析的钣金结构车身性能进行对比，得到如表6所示的对比数据。

表6 三种结构性能对比Tab.6 Performance comparison of three structures结构形式一阶模态／Hz弯曲刚度／（N/mm）扭转刚度／（Nm/(°)）质量／kg钣金结构 31.9 14157 12378 264.7骨架结构（初始） 35.1 29013 24925 212.3骨架结构（优化后） 33.8 22050 19843 210.5
通过以上对比数据可知，相对于钣金结构车身，经过拓扑优化和尺寸优化后的骨架式车身结构，在质量降低54.2 kg的前提下，一阶模态频率提高了1.9 Hz，弯曲
刚度提高了7 893 N/mm，扭转刚度提高了7 465 N·m/(°)。

不仅实现了轻量化设计的目的，还在不同程度上改善了结构性能[4]。

4 结束语
经对比验证，最终的骨架式结构相对于普通钣金结构车身，在保证性能，甚至性能有所提升的前提下，还具有明显的轻量化效果。

这说明，通过这种方法进行电动车车身开发是可行的。

本文为电动车车身的结构设计开发提供了一条新的，具有较高工程可行性和成本优势的设计思路。

参考文献
【相关文献】
[1] 王志超.ZK-1型电动车车身轻量化技术研究[D].长春：吉林大学汽车学院，2011.
[2] Belytschko T,Xiao S P,Parimi C.Topology optimization with implicit Functions and regularization[J].International Journal for Numerical Methods in Engineerng，2003:1177-1196.
[3] 陈海潮.重型商用车驾驶室模态分析与拓扑优化研究[D].长春,吉林大学汽车学院，2008.
[4] 王志超，胡正才，鲁重阳.骨架式无窗框车门轻量化研究[C].2010车身年会论文集，2010.。