楊 靖，陳 鋒

(1.滁州職業(yè)技術學院 機械與汽車工程學院，安徽 滁州 239000；2.滁州永強汽車制造有限公司，安徽 滁州 239000)

隨著我國汽車產業(yè)的發(fā)展，在國家宏觀政策和地方政策的共同支持下，電動汽車作為人們代步工具的優(yōu)勢已經凸顯。同時，電動汽車規(guī)?；a和市場競爭的現狀，使微型電動汽車市場正成為各汽車品牌廠商角逐的新戰(zhàn)場。微型兩座電動汽車價格實惠、能耗低、使用成本低、出行便捷、停車占地空間小，這些特點契合人們的出行需求，故微型兩座電動汽車的設計具有較強的現實意義[1]。

目前，國內外對車身結構設計的相關研究主要從材料研發(fā)、CAE技術應用等方面著手。2005年，歐洲某研發(fā)中心進行SuperLight-CAR項目研發(fā)，以新型材料取代傳統(tǒng)鋼材制造轎車車身，車身質量減少25%，力學性能得到較大提升[2]。Jahani等[3]利用有限元仿真與試驗分析出車身結構中剛度貢獻率較高的部分，通過改變結構形態(tài)提高了車身的力學性能。易輝成[4]利用多目標優(yōu)化方法改變車門結構件料厚，達到了優(yōu)化目標。雷明準等[5]利用靈敏度分析方法實現了車身結構的輕量化設計。這些研究為汽車車身結構的設計及輕量化改進提供了參考。但是，微型兩座電動汽車車身結構的受力特點與傳統(tǒng)燃油汽車有區(qū)別，特別是其動力電池安裝在車身底部，故對于車身結構的有限元分析、模型建立、參數設置都有必要進行研究。并且，微型兩座電動汽車頂部設置天窗，對承載式車身整體的力學性能會有較大影響。本研究利用HyperMesh軟件對某國產自主品牌微型兩座電動汽車(天窗版)車身建模，根據汽車運行受載情況，對車身進行扭轉剛度、彎曲剛度及自由模態(tài)的分析，以期為車身結構的設計及輕量化提供參考。

1 車身模型的建立

微型兩座電動汽車車身結構的主要功能是傳遞和承受載荷，薄壁結構的鋼板、鋁板及復合材料通常利用焊接技術組合為一體，部分結構采用膠裝工藝。微型兩座電動汽車車身主要包括地板、側包圍、頂蓋、風窗框體、梁體等，這些結構在汽車運行時承載的功能各有不同。地板、側包圍等結構用于承載乘客，動力電池附件等設備要求具備足夠的強度、剛度和韌性。風窗框體要求具備足夠的剛度來保證密封和降噪效果。梁體除了有剛度和強度要求，還要考慮碰撞時的吸能作用。因此，在建模時將板材結構用殼單元模擬，對殼單元進行單元化，再合理布置節(jié)點，車身模型質量為158.3 kg，以質量點代替動力電池等設備。車身模型單元材料參數如表1所示。

表1 車身模型單元材料參數Tab.1 Material parameter of body model unit

從表1可以看出，微型兩座電動汽車的輕量化設計使用了5052、6016等型號的鋁板以降低車身質量，使用A380型含有一定碳纖維材料的鋁合金及DC01型鋼板作為保障車身剛度和強度的材料。生成的車身結構有限元模型見圖1。

圖1 車身結構有限元模型Fig.1 Finite element model of body structure

2 車身剛度有限元分析

汽車車身結構的剛度是保障汽車安全性的重要指標，特別是在微型兩座電動汽車帶有天窗結構和使用輕型鋁制材料的情況下。車身結構的剛度分析主要包括靜態(tài)彎曲剛度分析和靜態(tài)扭轉剛度分析。

2.1 車身彎曲剛度

靜態(tài)彎曲剛度是在平坦路面上，只考慮車身、乘客和貨物質量時汽車在垂直受力方向的位移量，一般有分布式載荷加載和集中式載荷加載兩種方式[6]。在進行靜態(tài)彎曲剛度有限元分析時，設置模擬載荷和邊界約束?；谖⑿蛢勺妱悠囓嚿斫Y構特點，在設置載荷時采用門檻梁加載法。在左右兩個門檻梁也就是前后軸中心點位置集中施加載荷F(1 500 N)，如圖2所示。

圖2 彎曲剛度邊界條件Fig.2 Bending stiffness boundary condition

從圖2可以看出：車身前端約束分別在前端左右兩側減震器安裝座的中心位置，用2、3標注；車身后端約束也設置在車身后端左右兩側減震器安裝座中心位置，用1、2、3標注。其中，數字1、2、3分別表示X、Y、Z這3個方向的自由度。因此，總體邊界條件設定如下：約束左前和右前減震器安裝座中心Y、Z兩個方向的自由度；約束左后和右后減震器安裝座中心X、Y、Z這3個方向的自由度；同時分別在左右兩個門檻梁中心位置施加載荷1 500 N。

在HyperMesh軟件中設置測量點，根據對應的繞度值來分析車身變形情況。車身剛度測量點如圖3和圖4所示。

圖3 縱梁和門檻測量點分布Fig.3 Distribution of measuring points of longitudinal beam and threshold

由圖3可見，在車身地板受載荷影響較大的部位，主要測量點位于縱梁和門檻位置。除此之外，也需要重點觀察車身風窗和車門門洞測量點變形情況，特別是天窗位置，見圖4。觀察門洞對角線距離的變化量,從而評估車身在特殊條件下是否會出現車門卡死、玻璃擠碎、密封不嚴導致漏雨等現象[7]。經過仿真后處理，得到車身彎曲剛度Z向位移云圖(圖5)。根據測量點Z向位移結果，擬合成車身彎曲剛度曲線，如圖6所示。

圖5 車身彎曲剛度Z向位移云圖Fig.5 Nephogram of Z-direction displacement of body bending stiffness

圖6 車身彎曲剛度曲線Fig.6 Body bending stiffness curve

從圖5和圖6來看，車身彎曲剛度沒有突變情況，曲線相對平滑。在圖6中提取最大位移0.206 mm，通過計算得出彎曲剛度為14 597 N/mm，該數據大于設計要求的10 000 N/mm，可知彎曲剛度滿足使用條件。風窗和門洞包括天窗結構變形量均小于5 mm，也符合設計要求。

2.2 車身扭轉剛度

車身扭轉剛度是在不平路面上，車身左右兩側受到來自地面不同作用力產生的扭轉變形量，有減震塔測點法和縱梁測點法兩種測量方式。由于微型電動汽車電池包與車身連接，整體對扭轉起到一定抑制作用，所以采用減震塔測點法較合適。在車身前端左右兩側減震器安裝座中心之間形成2 000 N·m的扭矩，測量點與加載點重合，車身扭轉剛度邊界條件如圖7所示。

圖7 扭轉剛度邊界條件Fig.7 Torsional stiffness boundary conditions

由圖7可見，扭轉剛度邊界條件設定為后端左右兩側減震器安裝座中心約束X、Y、Z這3個方向自由度，前端防撞梁中心約束Z向自由度。經過仿真后處理，得到車身扭轉剛度Z向變形云圖(圖8)。根據測量點Z向變形結果，擬合為剛度曲線，如圖9所示。

從圖8和圖9來看，車身扭轉變形沒有突變情況，曲線相對平滑。從圖9中提取扭轉角度0.197°，通過計算得出扭轉剛度為10 152 N/mm，該數據大于設計要求的10 000 N/mm，可知扭轉剛度滿足使用條件。

圖8 車身扭轉剛度Z向變形云圖Fig.8 Nephogram of Z-direction deformation of body torsional stiffness

圖9 車身扭轉剛度曲線Fig.9 Body torsional stiffness curve

3 車身模態(tài)分析

車身模態(tài)分析是指汽車設計時，汽車在運行中受到外界激勵條件的影響產生共振從而影響汽車各項性能的分析[8]。車身模態(tài)分析有實驗法和有限元仿真法兩種[9]。如果車身在前期設計時出現了振型不符合使用條件的情況，則需要不斷優(yōu)化。因此，采用有限元仿真法成本更低。

對車身結構有限元模型進行無約束、無載荷的自由模態(tài)仿真，產生14階模態(tài)，忽略前6階剛體模態(tài)(前6階模態(tài)為平動和轉動模態(tài)且頻率為0)。去除剛性模態(tài)后，分析前8階模態(tài)振型和頻率。研究車型分為天窗版和無天窗版兩種，這里取帶天窗結構的車身進行分析，其模態(tài)振型與頻率仿真結果如表2所示。

表2 車身模態(tài)振型與頻率Tab.2 Modal shape and frequency of vehicle body

在幾個高階振型中，呈現出多局部范圍振動特點，并且有振型疊加現象。由于車身結構模態(tài)分析過程主要參考地面激勵的影響，頻率低于20 Hz，故以低階振型作為評價對象比較符合設計要求。前6階(低階)振型云圖見圖10。

圖10 車身模態(tài)振型云圖Fig.10 Modal shape of vehicle body

從圖10可以看出：整車一階扭轉模態(tài)頻率為43.3 Hz，高于同類型車型一階扭轉模態(tài)頻率30 Hz的設計要求；一階彎曲模態(tài)頻率為67.9 Hz，高于同類型車型一階彎曲模態(tài)頻率55 Hz的設計要求；整體模態(tài)頻率為40～75 Hz，高于激勵頻率，避免了電動汽車運行時的共振現象，符合設計要求。

4 結語

本研究對帶天窗結構的微型兩座電動汽車車身結構設計進行了分析，驗證了天窗結構對微型汽車車身整體力學性能的影響有限。車身結構設計是一個系統(tǒng)工程，后續(xù)可以對其進行靈敏度多目標分析和碰撞模型分析。