考慮側面柱碰的電動汽車車門多學科優化設計

郝 琪，李海倫，崔宏偉，田鈺楠，劉正午

（湖北汽車工業學院 汽車工程學院，湖北 十堰 442002，中國）

汽車側面碰撞事故中12%～16%是由車體側面與柱狀物撞擊造成的[1]。由于側面柱碰的碰撞接觸面更加集中，碰撞破壞性亦更強。歐美車輛已將側面柱碰性能作為車輛碰撞性能的評價項目。

車門作為側面柱碰中保護乘員的重要組成部件，除保證本體結構的基本性能外，還需具有良好的振動特性，避免在駕駛過程中振動異響；作為側面柱碰撞過程中主要的吸能部件，柱碰對其安全性能提出更加嚴苛的設計要求。車門設計時，綜合考慮多項結構性能，進行多學科的并行優化計算，可避免串行優化中不同學科設計目標對同一設計變量產生相悖要求引起的反復調整與驗證。協同考慮車門剛度、噪聲、振動和聲振粗糙度（noise, vibration, harshness，NVH）性能及側面柱碰特性時，涉及到振動及碰撞非線性等不同學科的耦合，整個優化過程計算量龐大。其中，碰撞特性參數與設計變量之間的非線性函數關系難以確定表達，構造精度可靠的近似模型代替碰撞響應與設計變量的關系，可極大的減小優化計算成本。

在車門柱碰及多學科優化設計（multidisciplinary design optimization, MDO)領域中，國內外學者已經展開研究[2-4]。Mark.H建立了多個對應車門的不同位置、不同直徑碰撞柱的柱碰仿真模型，分析車門在碰撞過程中的吸能情況[5]。徐中明等人對整車側面移動變形壁障（moving deformable barrier, MDB）碰撞及側面剛性柱碰進行對比研究，得出側面柱碰傷害更嚴重的結論[6]。曹誠考慮某汽車車門的垂直剛度、自由模態及側面MDB側碰性能，進行了多目標優化設計，優化后車門吸能總量增加了12.3%，關鍵點的峰值加速度降低了15.4%[7]。

由于國內側面柱碰還未形成法規，研究更多關注于汽車側面MDB碰撞。而電動汽車(EV)由于電池箱的存在，其側碰性能與傳統車存在較大差異。

本研究針對應用新材料、新結構的小型純電動汽車，對標車門下沉、彎曲、扭轉剛度實驗及整車側碰實驗，確定車門靜態仿真模型及整車碰撞仿真模型的有效性。進而，基于近似模型的優化方法，對車門結構剛度、NVH特性及側面柱碰特性進行多學科協同尋優，高效地完成車門輕量化設計。

1 車門結構性能實驗及仿真

1.1 車門結構

某兩座小型純電動車，整車質量為922 kg，總質量為217 kg的磷酸鋰鐵電池置于座椅下方，電機后置后驅。前軸軸荷413 kg，后軸軸荷509 kg。車身骨架主要采用60系列輕質鋁合金擠壓成型。車門質量18.89 kg，主要由內外板、防撞梁、門鎖加強板等11個部件組成，有限元模型爆炸視圖如圖1所示。

1.2 車門性能實驗與仿真

進行車門下沉、扭轉、彎曲剛度的實驗測試，其中彎曲與扭轉實驗如圖2所示。下沉剛度固定車門連接端鉸鏈，約束門鎖端繞連接端的轉動，在門鎖處加載1.1 kN，考察門鎖處和車門下底邊處的鉛垂位移，后期優化取下底邊鉛垂位移為下沉剛度評價參考值。

車門扭轉剛度實驗約束車門連接鉸鏈，在車門門鎖處加載扭轉力偶至50 Nm，測量車門2條非約束邊均布的6個測點的鉛垂變形量，后期優化取點1、點6兩點（見圖2b）鉛垂位移數據為扭轉剛度的評價參考值[8]。

車門彎曲剛度實驗采用單載荷多測點方法，在車門外圍選取24個測點，依次施加鉛垂載荷100 N，測量各測點的鉛垂位移，后期優化取所有加載工況中變形最大的點為彎曲剛度的評價點[8]。

依據實驗條件建立仿真計算的邊界條件，下沉及扭轉工況的仿真位移云圖見圖3。實驗及仿真數據對比見表1。車門彎曲剛度在點3、點24加載時的各測點鉛垂位移的彎曲工況的實驗及仿真數據對比見圖4。

由圖3可知：下沉實驗與仿真的誤差在2 %以內。利用測點1、6的實驗數據，計算車門扭轉剛度為7.18 Nm/(°)，仿真值為7.15 Nm/(°)，誤差為0.4 %。

圖4各點彎曲剛度仿真與實測數據吻合，測點鉛垂位移量的平均誤差小于3 %。車門下沉、扭轉、彎曲的仿真數據與對應的實驗值均吻合良好，車門靜態有限元模型有效。

表1 下沉剛度實驗及仿真數據

1.3 車門模態頻率仿真

車門仿真中未加車窗玻璃，一階振型表現為窗框一階彎曲，頻率為18.6 Hz；二階頻率為34.4 Hz，表現為車門整體一階扭轉；振型如圖5所示（灰色為原平衡位置）。

該車搭載電機額定轉速為2 850 r/min，激振范圍在0～47.5 Hz，一般電機自平衡較好。車輛正常行駛時路面激勵通常為1～3 Hz，該純電動全鋁車身的最低固有頻率為42.49 Hz，車輪旋轉不平衡引起的激振頻率一般低于11 Hz。整體不易產生共振。

2 整車柱碰

為驗證整車側碰模型的有效性，完成了整車移動變形壁障MDB側碰實驗與仿真模型的對標分析[9]，在該碰撞模型的基礎上進行整車柱碰仿真。根據Euro-NCAP建立整車柱碰模型，如圖6所示，總計426 291個單元，39個鉸鏈，阻尼單元及彈簧單元各4個。固定剛性柱，車輛以初始速度為29 km/h，沿y軸負向撞向剛性柱，碰撞仿真時間120 ms。選取車門內板對應人體胸部、盆骨及下肢三處關鍵節點的入侵量作為對應的評價指標，采用非碰撞側B柱底端與門檻梁的交界處的整車碰撞加速度作為考察乘員非接觸損傷的特征參數。

整個碰撞過程，由于位于座椅下方動力電池組占整車質量的20%以上，使該車質心相對傳統燃油汽車質心偏下，導致了整車在側面柱碰過程中更易向碰撞側側傾。11 ms時車體出現繞x軸的側傾，側傾過程中車門中部及上半部分相較于車門底端受到更加嚴重的擠壓，胸部節點侵入量迅速增大。38 ms后車輛回彈，整車繞x軸的側傾角減小為0°，繞z軸的橫擺角略有增加，如圖7所示。

胸部、骨盆、下肢3個關鍵節點的侵入量及整車加速度，如圖8所示。

由圖8可知：當防撞梁應力達到最大時，加速度出現第一次波峰34.9 g；隨后車輛繞側傾，側圍上端擠壓變形增加，21 ms時達到峰值39.4 g。胸部節點的最大入侵量為100.8 mm，盆骨處為124.1 mm，腿部為78.0 mm。車門上端有兩層加強板，在中上部起到一定的防護吸能作用；該車車門防撞梁放置斜角較大，在柱撞時車門中下部沒有防撞梁的保護，整車側使得傾胸部侵入量前期增加較快；后期整車發生橫擺后，盆骨處侵入量上升大于胸部侵入量。下肢位置處有剛度較大的電池箱和門檻梁參與能量吸收，使得該處相對盆骨及胸部處的y向侵入變形較小。

3 車門多學科多目標優化

考慮多學科優化時整車柱碰的計算成本過高，采用獨立車門結構進行側面柱碰與車門振動特性及剛度性能的多學科并行優化。車門邊框保留沿y方向的平動和繞柱的旋轉自由度，在整車質心位置處附加一個質量902 kg的剛性單元與車門接觸[10]。仿真結果顯示，車門單體的側面柱碰仿真出現與整車柱碰一致的側傾角及橫擺角。由于整車柱碰中系統的動能僅有30.1 %由車門吸收，使得兩種碰撞結果有所差異。單車門側面柱碰出現側傾角大于整車柱碰，使得胸部節點侵入量偏大，而盆骨侵入量偏小，同時下肢出現反向位移，仿真結果如圖9所示。

利用Hamersley實驗設計方法，以車門11個主要構件厚度為設計因素，對應車門側面柱碰、車門下沉、彎曲、扭轉及車門振動工況，各生成200組樣本點，以車門柱碰內板的3個關鍵節點侵入量、車門質量、車門靜態性能和振動頻率為響應對進行各個響應的主效應分析。篩選出B柱外蓋板（T1）、車門內加強板（T2）、窗框加強板（T3）、防撞梁（T4）、外板（T5）、內板（T6）、窗框（T7）、B柱內蓋板（T8）及車門外加強板（T9）厚度9個與性能響應相關度較高的設計變量。

圖10僅列出其中的胸部侵入量、彎曲剛度測點鉛垂位移及振動特性3個響應與設計因素的主效應圖。圖10中，胸部節點侵入量與外板、內板和外加強板厚度的相關度高。而防撞梁由于其安裝位置，在對盆骨侵入量影響較大，下肢次之，胸部侵入量影響較小；從整體一階扭轉頻率主效應圖上可以看出，防撞梁及內板對頻率影響比較明顯，但從彎曲主效應圖及其他2個相關剛度主效應圖上看，防撞梁對車門的三個剛度性能影響較弱。主要的大尺寸部件內外板、外板加強板對剛度影響相對突出。這些設計因素的取值需要在多學科優化中協同考慮。

利用徑向基（radial basis functions, RBF）神經網絡模型近似模型技術，構建出基于9個設計變量對優化目標的響應面，部分如圖11所示。結果表明：該方法能夠較好的擬合出非線性模型，具有快速收斂的特性。關鍵節點侵入量、車門靜態剛度及模態頻率與設計變量之間非線性關系明顯。

表2以胸部入侵量、彎曲剛度、扭轉剛度和一階扭轉頻率為例，列出響應面精度評價指標。表征全局誤差評估指標決定系數R2接近1，相對均方根誤差RMSE接近0；表征局部誤差評估指標的最大絕對誤差MAE、均方根誤差RMSE越接近0，則近似模型的擬合精度越高。仿真中建立的近似模型響應面模型精度較高，表2中4組近似模型的R2均為1。

表2 響應面模型誤差評價

以車門內板的3個節點入侵量最小、車門質量最小、彎曲剛度最大、下沉剛度最大為優化目標，以車門一階扭轉頻率在32～37 Hz之間，扭轉剛度大于實驗值的90%作為約束指標，得到多目標優化的Pareto解集散點圖，部分如圖12所示。

圖12a中，扭轉剛度測點位移與一階頻率呈現較為明顯的反向關系；圖12b中，從下沉剛度測點位移量D2與下肢侵入量D1的關系看，僅控制下沉剛度無法控制下肢的侵入量；但隨著下沉剛度降低，達到某一臨界值，下肢侵入量有可能急劇增加。

確定最終方案及優化結果見表3。在振動特性不變，車門減重7.5 %的同時，靜態剛度性能獲得了提高，其中下沉剛度提升12.4 %，彎曲剛度提升15.5 %，扭轉剛度提升12.1 %。零部件厚度變化主要體現為內板及加強板厚度的增加，該車的防撞梁設計有斜置角度過大，防柱碰效果不佳，建議改變設計位置。

將優化數據帶入整車側面柱碰模型中，車門內板上對應假人胸部、盆骨和下肢3個關鍵節點的侵入量曲線及座椅下端加速度曲線變化如圖13。

優化前后碰撞性能對比見表4。通過降低防撞梁和外板的厚度，增加車門內加強板及車門內板的厚度，優化后的盆骨及胸部侵入量分別下降10.5 %和18.3 %。下肢節點侵入量增加了14.9 %，考慮下肢實際可移動空間較大及損傷的嚴重程度，該方案可以接受。側面柱碰的整車加速度同時下降5.9 %。保證了在減小側碰壓縮空間的基礎上，降低碰撞力對乘員的傷害。

表3 優化結果

表4 整車柱碰優化結果

4 結 論

1） 優化后的車門在滿足模態性能的條件下，靜態剛度得到全面提升，在有效控制關鍵點侵入量的同時減少了碰撞力，實現了減重的目標。

2） 多學科的并行優化設計的優化結果與單學科優化的主效應指向存在一定區別。通過多學科優化設計可以極大的提高優化效率。

3） 由于車身整體設計涉及高度非線性問題，通過近似模型技術可以高效建立變量與響應之間的函數關系。以徑向基（RBF）神經網絡方法建立車門剛度、車門振動及車門柱碰的非線性近似模型，在研究中得到有效驗證。

4） 由于電動汽車座椅下方放置電池組，車門下方臨近門檻梁等下端剛度較大部件；加之，柱撞引起的側傾較大，建議防撞梁的設計、安裝應形成車門中上部的有效保護。