基于有限元模型的新能源車車身靜力學分析*

張星馳 馮國勝 張新路 馬俊長

（1.石家莊鐵道大學；2.河北御捷車業有限公司）

隨著汽車保有量的不斷提高，人們對節能環保的新能源汽車的安全性要求也越來越高。白車身的彎曲剛度和扭轉剛度是體現汽車安全性的重要指標。汽車車身剛度不足，不僅影響著行駛安全性，而且會給產品以及品牌形象帶來不可預期的負面影響。汽車行駛時的重要工況為彎曲工況和扭轉工況，彎曲剛度和扭轉剛度是衡量車身剛度的重要指標，白車身合理的剛度和強度將大幅提升整車的性能，對白車身剛度的研究已成為國內外整車開發的關鍵環節。文獻[1]對白車身進行靜態彎曲剛度仿真分析，獲取了白車身彎曲變形曲線，同時結合靜態彎曲剛度解析方法，得到白車身靜態彎曲剛度。文章通過模擬試驗臺的約束來仿真汽車車身彎曲及扭轉工況，基于白車身Z 向的變形量計算獲得了白車身彎曲、扭轉剛度，并對比國內外轎車，發現其彎曲剛度不足，扭轉剛度和強度較好，為新能源汽車車身設計提供了參考。

1 白車身有限元模型的建立

1.1 三維模型的建立及簡化

文章基于某企業提供的某新能源汽車圖紙在CATIA 軟件中建立了三維模型。因為車身主體為沖壓薄板，汽車實際車身建模過于復雜，很難建立有限元模型。本次建模在創成式曲面模塊下建立模型，以曲面代替實體。建立的三維模型，如圖1所示。

圖1 某新能源汽車白車身原模型圖

對于靜力學分析，由于計算量不大，應盡量保留大部分特征，特別是應力集中區。而對于螺栓的連接、大量的工藝小孔、翻邊結構、承載能力較弱的部件可直接忽略；對于尺寸較大的孔洞以直代曲；對于加強筋則可以以梁單元代替；對于車身局部剛度有加強作用的翻邊結構以殼單元代替。建立的模型[2]，如圖2所示。

圖2 某新能源汽車白車身模型簡化圖

1.2 有限元模型的建立及網格處理

將該新能源車模型導入ANSYS Workbench 中自動識別為板單元shell181，并對單元尺寸進行約束，設置單元尺寸為15 mm。得到模型節點數為141 601 個，模型單元數為140 584 個，獲得了較好的白車身網格劃分圖，如圖3所示。網格平均單元質量為0.917。單元質量指的是基于一個給定單元的體積與邊長間的比率，其值處于0 和1 之間，0 為最差，1 為最好。傾斜度是最基本的網格質量檢查項，其值位于0 和1 之間，越接近0，則單元形狀越接近理想形狀，該車模型傾斜度的平均值為0.085°，說明網格質量很好。雅可比比率處理帶有中節點的單元，計算出單元里樣本點雅可比矩陣行列式，并取最大值與最小值的比值，其值接近1 時，網格質量最優，高雅可比比率代表單元空間與真實空間的映射極度失真，該車模型雅可比比率平均值為1.108，符合網格標準。表1示出網格質量參數[3]。

圖3 某新能源汽車白車身網格劃分模型圖

表1 某新能源汽車車身網格質量參數表

1.3 部件連接及約束模型的建立

該模型建立的白車身由14 個部分組成，每部分由若干小構件組成。利用ANSYS Workbench 下model-connection 的命令bonded 來模擬各個部件之間的焊接，共計9 組61 對焊接綁定。模型基于笛卡爾坐標系建立，模擬該車白車身彎曲扭轉試驗平臺的機械裝置約束模型，如圖4所示。

圖4 某新能源汽車剛度測試裝置實際約束模型圖

圖4中點 a，b，e，f，h 是彎扭試驗平臺上空間運動副中的球面連接副，g 點為線高副，陰影部分為簡化車身。由空間自由度計算公式計算出試驗臺約束車架的自由度為0，實現完全約束[4]，如式（1）所示。

式中：W——空間構件的自由度；

n——活動構件的數量，個；

Pi——1～5 級副；

Wv——虛約束，個；

Wp——局部自由度；

i——每級運動副的個數，個。

根據實際試驗臺約束情況來模擬白車身的約束，限制白車身左前Z 向自由度，右前Y，Z 向自由度，左后X，Z 向自由度，右后 X，Y，Z 向自由度[5]。

按照某新能源汽車實際行駛過程中的載荷分布進行加載，加載量分別為乘客65 kg，主駕駛座椅16.7 kg，副駕駛座椅16.7 kg，后排座椅13.6 kg。通過力的平移定理施加到4 個座椅支撐點上作為等效載荷[6]。通過質心加載方法模擬發電機90 kg，Z 向的重力加速度為9 800 mm/s2，ANSYS Workbench中的重力實際上是慣性力，因此，其方向總是和施加的重力方向相反。設置車身材料為Q235。加載約束模型，如圖5所示。圖5中 A 點為固定約束，B，C，D 點為限制性約束。B 點限制X，Z 向移動，C，D 點限制 Z 向移動。分別在 E，G，I 點施加 204.5 N 的垂向力，在 F，H，J 點施加 52 057 N·mm的扭矩來模擬乘客和座椅的等效載荷。

圖5 某新能源汽車加載約束模型圖顯示界面

2 白車身彎曲、扭轉剛度強度仿真及分析

2.1 白車身彎曲剛度強度分析

通過建立的白車身模型，在ANSYS Workbench 的solution 求解器下得到彎曲載荷在Z 方向的應變云圖，如圖6所示。

圖6 某新能源汽車彎曲工況下車身變形模型云圖

從圖6可見，最大變形量在主座椅和副座椅位置，約為1.759 6 mm。車身彎曲剛度分析，如式（2）所示。

式中：EI——彎曲剛度，N/mm；

ΣF——所加載荷總載荷，此處為4 004.5 N；

umax——最大變形量，此處為1.759 6 mm。

通過式（2）計算，EI 為 2 275.80 N/mm[7]。經分析，該白車身剛度略有不足，彎曲工況下，最大應力出現在底板座椅安裝孔及底板與B 柱連接位置，最大應力為124.22 MPa，如圖7所示。該車材料為Q235，屈服極限為235 MPa，安全系數為1.89，經分析，該車身彎曲強度較高。

圖7 某新能源汽車車身彎曲工況應力云圖

2.2 白車身扭轉剛度強度分析

汽車行駛在路上，難免會經過坑洼路面或者減速屏障，所以扭轉剛度強度就成為了汽車的重要指標。通過對后懸置處的完全約束，對左右前懸置處施加不同方向的載荷來模擬扭轉工況，如圖8所示。

圖8 某新能源汽車車身模擬扭轉工況加載圖

其中，水平最大轉角的計算，如式（3）所示。

式中：θmax——車身相對水平面最大轉角，（°）；

h——右懸置處Z 軸方向的變形量，mm；

u——左懸置處Z 軸方向的位移量，mm；

L——左右兩懸置處的距離，此處為922.654 mm。

扭轉剛度（GJ/（N·m/（°）））的計算，如式（4）所示。

式中：M——模擬扭轉的最大扭轉載荷，N；

K——前軸最大載荷，此處為2 163.8 N；

S——前軸輪距，此處為1 310 mm。

通過計算，得到模擬扭轉載荷為1 417.289 N，取1 417 N。計算變形云圖，如圖9所示。

圖9 某新能源汽車車身扭轉變形云圖

經仿真計算，得到右懸置處的最大扭轉變形為1.103 7 mm，左懸置處最大變形為-1.144 9 mm，車身相對水平面最大扭轉角為0.14°，根據扭轉剛度計算公式得到扭轉剛度為10 121.43 N·m/（°），扭轉剛度一般。扭轉工況下最大應力出現在右懸置處，為105.19 MPa，如圖10所示。其安全系數為2.234。經分析，白車身扭轉強度較好。

圖10 某新能源汽車車身扭轉應力云圖

3 結論

文章采用CATIA 軟件對某新能源汽車建立三維模型，用ANSYS Workbench軟件建立白車身有限元模型，進行了網格劃分等前處理，通過本次模擬仿真得出：

1）該車白車身整體的彎曲剛度為2 275.80 N/mm，一般參考值為10 000 N/mm。最大變形發生在主副座椅處，彎曲剛度不足，存在一定的安全問題，也是日后多目標優化的重點。彎曲強度系數為1.89，彎曲強度較好。

2）該車扭轉剛度為10 121.43 N·m/（°），國外先進汽車的參考值為16 000 N·m/（°）[8]。最大應力出現在右懸置處。扭轉強度系數為2.234，在合理范圍內，滿足設計要求。

3）為實現節能減排，新能源汽車在剛度和強度符合國家要求的基礎上應實現輕量化。該車型應對強度過剩位置進行薄壁處理或者進行材料替換，今后應對底板及底板支撐梁進行拓撲優化處理來實現其輕量化目標。