微型电动车非承载式车身轻量化研究

2008年(第30卷)第9期

汽　车　工　程AutomotiveEngineering

2008(Vol.30)No.9

2008181

微型电动车非承载式车身轻量化研究

高云凯,邵力行,张海华

(同济大学汽车学院,上海　201804)

3

[摘要]　介绍某微型电动车非承载式车身骨架的研制过程,包括应用拓扑优化方法确定骨架结构的空间布

置,以及应用普通机械优化方法确定合理的梁截面尺寸。进行了非承载式骨架车身悬置的设计和分析,并通过对包括该骨架式车身的整车进行碰撞仿真分析,改进了车身骨架结构。

关键词:非承载式结构;车身骨架;拓扑优化;截面优化;碰撞模拟

DevelopmentofSkeletonStructurefortheFrame/body

ConstructionofaMiniGaoYunkai,ShaoLi&ihua

SchoolofAmobile,U　[ponstructurefortheframe/bodyconstructionofaminielectricvehicleisplyingtopologyoptimizationtoworkingoutthespatiallayoutofskeletonstructure,andadoptinggeneralmechanicaloptimizationmethodtodeterminerationalbeamsections.Thedesignandanalysisonbodyskeletonmountsareperformed,andtheimprovementsofbodyskeletonstructureareachievedthroughcrashsimulationofcompletevehicleincludingtheframe/bodyconstruction.

Keywords:frame/bodyconstruction;bodyskeleton;

crashsimulation

topologyoptimization;

sectionoptim

ization;

梁截面尺寸,以减轻骨架质量。最后进行了对包括

前言

由于电动车动力系统目前还在发展完善中,采用非承载形式的车身可节约开发研究成本,如美国通用汽车公司的Autonomy滑板式电动车底盘等。由于电动车的动力单元还比较重,电动车对轻量化提出了更高要求。对比传统的钣金冲压件车身,骨架式车身能更好地应用新材料实现车身轻量化的目标

[1]

该骨架式车身的整车碰撞仿真分析,校核了该车身骨架的性能,并改进其结构。

1　车身骨架拓扑优化

拓扑优化方法始于20世纪80年代

[2]

。在车身

结构设计初期引入拓扑优化方法的目的在于满足给定载荷工况以及刚度、强度等性能约束的要求下,确定出车身骨架结构件的最佳布局。作者研究的微型电动车采用的是非承载式车身,车身与车架通过橡胶悬置结构连接,工作中车身除了承受其自身质量及其上安装的开闭件载荷之外,还承受车架传来的一部分载荷,因此拓扑优化分析考虑了7种工况,包括1种弯曲工况、4种弯扭组合工况、1种转弯工况

。空间梁骨架的合理布置以及合理的梁截面尺

寸可使车身在达到轻量化目标的同时,满足强度、刚度和被动安全性等性能指标要求。

作者介绍某微型电动车的非承载式车身骨架的研制方法,包括应用拓扑优化方法确定骨架结构的空间布置,以及应用普通机械优化方法确定合理的

3上海市科委攻关项目(020091020051102)资助。

原稿收到日期为2007年10月29日,修改稿收到日期为2008年1月25日。

2008(Vol.30)No.9高云凯,等:微型电动车非承载式车身轻量化研究 　809

和1种制动工况。根据初始造型外表面几何信息确定了车身拓扑优化初始空间,由空间多块曲面组成。采用变密度法进行拓扑优化,优化的目标函数为车身骨架结构的体积,设计变量为车身骨架结构的相对密度、约束骨架关键位置的挠度,共769个约束。对于车身上明显采用梁结构的位置,比如A柱、B柱等位置,则将其定义为非优化区域。拓扑优化结果如图1所示

。

况、左前轮悬空工况、左后轮悬空工况、转弯工况及制动工况。其载荷、应力及变形约束情况与拓扑优化分析一致。截面优化的目标函数为模型质量,追求其最小值。模型一共使用了48个设计变量,用以优化每一根管件的截面尺寸。优化过程中设定管件壁厚不变。根据设计要求,除约束传统车要求的门槛、中地板后部等位置的挠度外,车身骨架还要考虑在使用过程中其上安装的如开闭件、风挡玻璃、顶盖等附件的位置也不能有较大变形,因此状态变量约束设定主要考虑以上因素。

优化结果显示,各优化工况的目标即骨架质量均出现单调下降的趋势。综合考虑材料厚度更改因素、与车架配合要求,以及国家标准中对钢材的型号规定,整理优化结果数据。表1寸2。

图1　相对密度大于0112的车身骨架分布

1前悬置内斜撑门槛梁上A柱后悬置后外斜撑后悬置前斜撑顶盖前横梁后围横梁后上横梁上B柱

C柱

mm

最终壁厚

332232222223333332222

由图1可见,

位置外,;,以向车架传递车身各种负载。2所示。

宽度W、高度H或半径初值

82010105582015201040404040404020101010

优化结果

252515102510515515155570405520401552015

前风窗下横梁下A柱W

图2　车身骨架空间梁布置方案

下A柱H后悬置加强梁W

2　

车身骨架截面尺寸优化

对拓扑优化得到的车身骨架结构进行有限元建模,模型以梁单元为主,共有1551个单元,1432个节点。使用Nastran软件对其进行结构截面优化计算。

为试制方便,主要考虑简单圆管与方管梁,其中圆管主要应用于骨架弯曲困难的部件,方管应用于结构加强梁以及车身附件安装位置。各杆件的初始截面尺寸依照拓扑优化密度分布确定。其中圆管半径取值范围为5mm≤R≤20mm,方管边长范围为10mm≤L≤40mm。所有管件初始壁厚定义为2mm。

后悬置加强梁H

下B柱W下B柱H后悬置前外斜撑顶盖边梁后纵梁前悬置外斜撑

优化后车身静态及模态指标都在工程许可范围内,车身骨架最大应力126MPa,出现在前扭工况;其余工况车身骨架最大应力均低于100MPa,整个车身骨架在强度上满足要求。弯曲工况最大位移出现在地板横梁中部,同传统车变形值及位置相近,前扭工

截面尺寸优化分析共包含5个工况,分别为弯曲工

　810 汽　车　工　程2008年(第30卷)第9期

表2　优化后车身静态及模态分析结果

指标

弯曲工况最大位移/mm弯曲工况最大应力/MPa前扭工况最大位移/mm前扭工况最大应力/MPa后扭工况最大位移/mm后扭工况最大应力/MPa转弯工况最大应力/MPa制动工况最大应力/MPa一阶扭转模态频率/Hz一阶弯曲模态频率/Hz

)-1扭转刚度/N m (°

数值

31367018111261818641565137214610311101341

位置地板中横梁前悬置处

A柱下端

前悬架处后尾灯安装处后尾灯安装处前悬置附近

C柱上端

///

图5　侧面碰撞车身变形图

要求。值得一提的是该

车采用了骨架式车门,其车门侧防撞不只由简单

的防撞梁来提供保护,而,的轮廓变形曲线。

况前悬置控制点z向位移-1119mm,后扭工况后悬

置控制点z向位移-1111mm,均不超过设定值。这说明材料利用充分,车身刚度合理求。试制完成后的车身骨架如图3所示。

4　结论

图3　试制完成后

的车身骨架

对于以梁结构为主的骨架式车身用拓扑优化方法进行初步设计是一种快速而有效的手段。在拓扑优化基础上进行截面尺寸优化和结构详细设计,可得到合理的车身骨架设计方案。

微型电动车非承载式车身在满足设计质量指标的同时,弯扭工况下最大变形为1818mm,车身扭转

),低阶弯曲及扭转模态频率分刚度为341N m/(°

别为6Hz及11Hz,均能满足工程要求。

非承载式车身在整车正面碰撞中吸能1613%,作用有限;而在侧面碰撞工况中起主要作用。研究工作表明,采用骨架式车门结构配合合理的侧围设计可获得较好的车身侧面被动安全性能。

参考文献

[1]　高云凯,等.微型电动轿车车身骨架结构分析[J].汽车工程,

2003,25(5).

[2]　BendsoeMP,KikuchiN.GeneratingOp

timalTopologiesinStruc2

tureDesignUsingaHomogenizationMethod[J].ComputerMeth2odsinAppliedMechanicsandEngineering,1988,71:197-224.[3]　郝春鹏,范子杰,桂良进,等.微型客车车身结构正面碰撞特性

3

　模型的碰撞仿真分析

将车身模型装配到整车模型中,利用计算软件

LS2Dyna970对其进行正面碰撞和侧面碰撞的仿真分析。提交计算的整车有限元模型共有239241个单元、236847个节点。正面碰撞仿真计算结果显示,车身骨架吸收了碰撞总动能的16130%。图4为正面碰撞左侧B柱下端的车架门槛梁上的加速度曲

2

图4　正面碰撞左B柱

下端加速度曲线

线,其峰值为352m/s,发生在18ms时,同传统车相当

[3]

。

侧面碰撞最大变形发生在44ms时,图5为该时刻的汽车变形图。

图6为侧面碰撞车身中部的变形轮廓曲线。从图6中可知,最大变形发生在车身纵向坐标等于889mm处,位于被撞侧车门防撞梁中部,变形最大

的数值模拟[J].汽车工程,2004,26(5).

[4]　WangDazhi,DongGuang.CarSideStructureCrashworthinessin

PoleandMovingDeformableBarrierSideImpacts[J].TsinghuaScienceandTechnology,2006,11(6).

值为238mm,好于传统车的约250mm

[4]

,满足安全

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/9z9m.html