動力電池箱的形貌優化及尺寸優化設計*

魯春艷，田 菲，萬長東

（蘇州市職業大學機電工程學院，江蘇蘇州 215100）

0 引言

隨著汽車保有量的逐漸增加，汽車商品的油耗、環保和安全等問題逐漸顯現，汽車輕量化已成為國內外汽車行業一個重點研究領域［1］。試驗表明，對于新能源純電動汽車而言，汽車整備質量每減少10%，耗電下降5.5%，續航里程增加5.5%，同時汽車質量的降低可減小汽車制動距離，提高汽車的行駛安全性［2］。動力電池箱作為純電動汽車的儲能核心部件，對電池模組起到承載和防護的作用。其整備質量占整車質量的20%～30%，具有較大的輕量化空間，同時對于電池箱能量密度的要求逐步提高，對動力電池箱輕量化提出了更高的要求［3］。

為了滿足企業對提高產品性能和降低成本的要求，本文在原有產品的基礎上對動力電池箱進行輕量化設計。對原電池箱3 種典型工況進行結構強度分析及模態響應分析，根據分析結果制定優化方案，對電池箱上蓋進行了形貌優化，并對電池箱框架結構進行尺寸優化。電池箱質量減少了7.15%，前6 階頻率均避開激振頻率區域，證明了優化設計的有效性和可行性。

1 電池箱有限元模型的建立

電池箱機械結構如圖1 所示，由上蓋、框架、下箱體、吊耳組成，其中上蓋通過螺栓與下箱體連接，框架結構和吊耳通過焊接的方式固定在下箱體的內外兩側。電池箱整體通過吊耳與車身螺栓固接，上蓋采用復合材料液壓成型，下箱體、框架、吊耳由鋼板沖壓而成，箱體空載質量為62.76 kg。電池箱各部件材料參數如表1 所示。

表1 電池箱各部件材料參數

圖1 電池箱結構

將電池箱的幾何模型導入到Hypermesh 中，對電池箱模型進行幾何清理。在不影響計算的前提下，可酌情簡化一些小特征諸如小倒角、小圓角、小孔等。由于電池箱各部件厚度方向的尺寸遠小于其它兩個方向的尺寸，采用殼單元來模擬實體結構能夠減少單元節點數從而節省計算時間。電池模組和其他電器設備作為部分載荷可簡化成配重單元以質量點的形式進行加載；上蓋和下箱體、吊耳和車身均采用螺栓連接，用RBE2 單元進行模擬；框架和吊耳與下箱體采用焊接，用ACM 單元來模擬焊點連接。最終離散成97 635個節點和95 582個單元，如圖2所示。

圖2 電池箱有限元模型

2 電池箱靜態特性分析

2.1 典型工況的選取

對動力電池箱進行靜態特性分析是為了得到電池箱在各種極限工況下的最大變形、最大應力值及應力分布情況，確定應力、應變的危險部位。為后續動力電池箱的優化設計提供理論依據［4］。

車輛在行駛中受到的載荷相當復雜，為了盡可能準確地反映車輛在行駛過程中電池箱的應力、應變響應情況，選取車輛行駛時的垂向顛簸、顛簸路面緊急轉彎、顛簸路面緊急制動3 種典型工況來對電池箱進行靜力學分析［4］。具體工況要求如表2所示。

表2 工況要求

2.2 計算結果分析

由于電池箱體與車身通過螺栓固接，因此對吊耳螺栓孔處的節點施加全約束，按表2的工況要求施加載荷，提交計算。經過計算，各種工況下電池箱的應力及變形的分析結果如表3所示。

表3 3種工況應力及形變分析結果

可以看出，顛簸路面轉彎工況時電池箱承受的應力最大，位于框架擋板的折彎處，如圖3所示，為128.5 MPa，雖然小于框架材料的屈服強度195 MPa，但是應力相當集中，當車輛劇烈顛簸時，容易斷裂失效，可對其進行倒圓角處理，使其承受載荷分布均勻。由圖可知，框架橫梁和隔板處承受的應力都很小（圖中方框處），表明框架存在應力富余，有輕量化的空間。

從表3 中可以看出，顛簸路面制動工況時上蓋形變最大，最大形變為2.221 mm，位于上蓋前部，如圖4 所示，雖然小于電池箱變形極限值3 mm，但在極限工況時，上蓋變形過大會使上蓋與電池模組發生干涉，應該提高上蓋前半部分的剛度，可以對其結構進行形貌優化或者對厚度進行尺寸優化。

圖4 制動工況上蓋變形

3 電池箱模態分析

對電池箱進行模態分析可以得到電池箱固有頻率和模態振型，預測電池箱在受到外部激勵時的振動情況，防止動力電池箱在汽車行駛過程中與其他激勵產生共振，同時還可為電池箱的動態特性優化提供理論依據［4］。電池箱模態分析的邊界條件，約束吊耳螺栓孔處節點的全部自由度，進行約束模態分析，得到電池箱前6 階固有頻率如表4所示。

表4 電池箱約束模態前6階固有頻率

汽車行駛時，主要激振頻率在10～30 Hz 之間，為了使電池低階頻率與其解耦，原則上需要與激振頻率之間錯開3 Hz 以上，因此要求電池箱體的一階固有頻率大于33 Hz［5］。由表1可知，電池箱前三階固有頻率均低于33 Hz。為了避開激振源頻率，需要對電池箱結構進行進一步的優化設計。

如圖5～7 所示，電池箱前3 階振型幅值比較大，說明在這些激勵頻率下電池箱產生的響應大于高頻，從模態振型云圖來看前3階共振區域均在電池箱上蓋，因此，應對上蓋進行結構改進。

圖5 電池箱第1階模態振型

圖6 電池箱第2階模態振型

圖7 電池箱第3階模態振型

4 電池箱上蓋形貌優化設計

4.1 形貌優化數學模型

形貌優化主要應用于板殼結構，是在約束條件下尋找板殼結構的最優的加強筋形狀和布置位置。

形貌優化的數學模型描述如下［3］：

式中：ei為單元節點在給定設計空間上的位移；C為結構的柔度；U為載荷工況下單元節點的位移；K為優化單元節點位移后的結構剛度；D為給定的單元節點移動的上限值。

4.2 電池包上蓋形貌優化

由前面的分析可知，電池箱上蓋變形較大，且前3階共振區域均在電池箱上蓋，因此對電池箱上蓋進行形貌優化，將上蓋底面設為設計區域，其他均為不可設計區域，如圖8所示。

圖8 電池箱形貌優化有限元模型

以設計區域單元的應力和節點的位移變化為設計變量，根據前文的靜力學分析結果和模態分析結果，約束前3 階模態大于33 Hz，電池箱最大變形小于2 mm，電池箱最大應力小于130 MPa。以整個電池箱系統應變能最小作為目標函數。上蓋起筋參數設置如下：最小肋寬16 mm，一般為單元寬度的1.5～2倍，起肋角為75°，起筋高度為10 mm，選取起肋模式為線性（linear）［6-8］。經優化迭代后，得到優化的電池箱上蓋的加強筋布局如圖9所示。

圖9 電池箱拓撲優化結構

根據形貌結果以及制造工藝要求對電池箱上蓋進行改進設計，最終設計的模型如圖10所示。在上蓋上方成型出了強化壓痕，以增加上蓋的剛度，并提高初級模態頻率，同時將上蓋的厚度由2 mm減薄到1.5 mm。

圖10 電池箱上蓋優化設計結構

5 電池箱框架結構改進

5.1 框架尺寸優化

由前文的分析可知，電池箱框架應力富余較多，因此需對框架進行尺寸優化以減少材料堆積，使框架結構更加合理。尺寸優化是通過改變單元的屬性，如殼單元的厚度等以達到一定的設計要求的優化方法［9-12］。將框架結構按照形狀和位置設為11個組件，如圖11所示。設計變量為這11個組件所關聯的屬性，框架初始厚度均為1.5 mm，因此各個設計變量的初始值設為1.5 mm，上限值為1.5 mm，下限值設為1.0 mm。

圖11 框架結構

在車輛行駛過程中，框架主要起到加強下箱體強度性能的作用，因此約束框架上的應力最大值小于120 MPa，以框架體積最小為優化目標，經過優化迭代，得到優化后的框架應力云圖如圖12所示。

圖12 尺寸優化后框架應力云圖

從優化分析結果out文件中可獲得優化迭代后各組件的厚度值，如圖13所示。經過圓整后，最終確定①②⑤⑥⑦⑧號組件厚度值為1 mm，③號組件厚度為1.1 mm，④⑩號組件厚度為1.2 mm，⑨號組件厚度為1.5 mm。

圖13 尺寸優化后框各組件厚度值

5.2 框架擋板結構改進

由于框架擋板折彎處應力比較集中，當車輛在極限工況顛簸時，容易斷裂失效。對其進行倒圓角處理，使其承受載荷均勻分布，重新設計的擋板結構如圖14所示。

圖14 改進后的擋板結構

6 電池箱結構性能驗證

根據改進后的結構和尺寸，重新建立了電池箱的有限元模型，對改進后的電池箱進行靜態特性和動態特性分析，計算結果如表5所示。

表5 結構改進前后結果對比

通過對上蓋進行形貌優化，不僅使得各工況下上蓋的最大變形量大幅度減小，還提高了電池箱前3 階的固有頻率，避開了激振源頻率；對擋板折彎處進行了結構改進，使得各工況的最大應力減少到110 MPa 左右，優化了折彎處的應力分布；對框架進行了尺寸優化，減少了材料的堆積，減輕了了電池箱的整體質量；電池箱的質量由原來的62.76 kg 減少至58.27 kg，質量減輕了7.15%，達到電池箱設計輕量化目標。

7 結束語

通過本文的分析與驗證，得出以下結論：（1）基于變密度法，建立了基于柔度最小的電池箱上蓋形貌優化數學模型，實現了電池箱上蓋的形貌優化設計；（2）根據分析結果，對框架厚度進行了尺寸優化，減輕了電池箱箱體的質量；（3）對框架擋板折彎處進行結構改進，改善了折彎處應力集中的情況，提高了電池箱的整體性能；（4）通過對改進前后電池箱結構性能進行對比分析，改進后的電池箱強度、剛度均大幅提高，低階頻率提高，電池箱結構更加合理，證明了優化的可行性；（5）為電池箱類零件的優化設計提供借鑒和參考。