某新能源汽车前舱支架方案研究

吴成平，邓正维，蒋云鹏，杨希志，游发钦

(浙江吉利新能源商用车有限公司，浙江杭州 311200)

0 引言

某新能源车型前舱内布置蓄电池、电机控制器、DC/DC及充电机等(如图1所示)，这些部件是新能源车型关键安全件，其稳定性及可靠性对整车的性能、可靠及安全产生极其重要的影响[1]。

图1 前舱布置

因此，作为上述件的安装基体前舱支架的设计就显得尤为重要，其刚度、强度及动态性能有可能直接影响到相关零部件甚至整车的性能及安全，所以，有必要从设计之初就对其结构方案进行充分研究。国内外对传统或新能源车型车身等性能的研究颇多[2-3]，而对新能源前舱支架结构方案设计、性能分析及工程开发经验还未见报道。

本文作者首先介绍了3种不同形式的前舱支架结构设计方案；并就量产支架进行了模态试验与仿真分析，结果吻合良好；然后，对现有3种不同的初始设计方案模型进行仿真分析，结果显示存在设计不合理方案；根据设计目标，通过尺寸参数优化，最终3种方案均达到设计要求；最后从轻量化角度对比分析3种方案：型材支架的轻量化效果最为理想，钣金支架轻量化效果最差，GMT材料[4]支架具有开发潜力。

1 前舱支架方案

前舱内需要进行固定的部件主要有：蓄电池(10 kg)、电机控制器(15 kg)、DC/DC(2 kg)及充电机(15 kg)。针对上述布置需要通过设计固定支架来解决其安装问题。文中共列出3种支架设计方案：

(1)方案1：支架主体结构为型材(见图2)，纵向为2根尺寸为25 mm×25 mm×1.5 mm，长度965 mm的方钢管矩形管，横向为4根方型钢，与支架连接的支撑槽钢型号尺寸分别为25 mm×10 mm×1.5 mm，25 mm×10 mm×60 mm，25 mm×10 mm×70 mm，以及30 mm×10 mm×1.5 mm U型材；DC/DC安装座为2根长度为80 mm的30 mm×10 mm×1.5 mm U型材；电池托盘(厚1.5 mm)、4个安装支座(厚2 mm)等为冲压件。支架由上述各种结构件按照安装尺寸拼焊而成。

(2)方案2：支架主体为钣金冲压后拼焊结构(见图3)，一方面保持与车身材料协调一致性，另一方面考虑方案1中存在工艺制造误差大、耗时长、结构档次感低等问题。初始方案：各安装板支架及支架上支撑板厚度为1.5 mm，支架下支撑板厚度为1 mm。

(3)方案3：支架主体采用GMT材料结构，其与被安装件连接处通过模具将螺母“嵌入”支架主体结构内，主体结构内部布置网格状支撑加强筋，如图4所示；支架初始设计最外层“表皮”厚度为2 mm，螺栓连接处附近厚度为5 mm，其余如加强筋、内板等厚度均为3 mm。

3种方案中，其中方案1型材支架已批量应用某新能源车型(见图2)，方案2钣金支架结构(见图3)及方案3 GMT支架结构(见图4)尚处于研发阶段。经初步与供应商沟通可知，其中方案1成本相对最低，方案2高出方案1成本34%，方案2高出方案3成本约3%。

图2 型材支架结构 图3 钣金支架结构

图4 GMT材料支架结构

2 模态试验

针对批量应用的方案1型材支架(不含被安装件)，采用LMS振动噪声测试成套设备对其进行模态试验分析，试验过程步骤概括为：测点标记→几何建模→试验过程→数据采集→数据分析(依次如图5—图8所示)。同时，建立方案1的仿真模型，将支架三维数模采用有限元分析软件对其进行抽取中面、四边形网格划分、设置材料属性、工况设置、求解设置及结果分析。

图5 被测件测点标记 图6 被测件几何模型

图7 被测件实验状态 图8 测试数据采集

表1为试验及有限元计算后支架各阶模态结果，由数据可以得出：

(1)试验截至最高频率为308.4 Hz，共有7阶模态，最低1阶模态频率为118.1 Hz(仿真模态频率为118.2 Hz)，对应的振型为绕Y轴的1阶弯曲；2阶模态频率为122.2 Hz(仿真模态频率为125.9 Hz)，对应的振型为关于X轴的1阶扭转；6、7阶模态分别对应前舱支架的两个局部模态，该前舱支架最低模态频率值超过100 Hz，表明结构具有较好的刚度。

(2)有限元计算模态频率结果与试验结果误差较小，最大误差为5.84%(经验小于8%)，且振型一致(限于篇幅，仅以1、2阶模态振型为例，如图9、图10所示)。可见，试验和仿真模态分析结果吻合良好，证明试验及仿真模型是可信的。

表1 支架模态分析结果

图9 1阶模态振型

图10 2阶模态振型

3 方案对比

针对3种设计方案，就支架总成(包含被装配件)进行仿真分析：(1)需满足设计动态性能要求，文中主要从模态对其进行分析。模态是结构的固有振动特性，具有特定的固有频率和振型，模态分析为产品结构设计及其性能评估提供了一个强有力的工具，其可靠结果可为产品设计及性能评估提供极为有效的标准[5]。(2)结构的设计需要满足其材料自身刚强度要求，达到或超过材料的屈服极限，极有可能对结构造成破坏。3种结构方案的材料特性如表2、表3所示。

表2 型材支架与钣金支架材料参数

表3 GMT材料检测报告

针对各支架模型进行分析，需进行如下操作及假设：(1)对模型进行抽中面处理，然后用平均尺寸5 mm进行四边形面网格划分；(2)对图2所示的型材支架结构焊缝采用共节点操作；(3)对图3所示的钣金支架结构焊点采用ACM点焊单元进行模拟；(4)在被固定安装件质心处，用CONM2单元进行质量模拟，用RB3单元将质量单元与其固定位置进行约束；(5)对GMT材料进行线性假设[4]。

分析工况：(1)对各支架总成(包括装载质量)进行自由模态分析；(2)根据车辆行驶工况进行支架静强度分析(见表4)。

表4 支架强度分析工况

3.1 初始方案分析

根据计算结果，型材支架总成1阶整体弯曲振型如图11所示，其模态频率为28.9 Hz(目标值≥28 Hz)；型材支架1阶整体扭转模态为59.5 Hz；垂向弯曲工况下最大应力为148 MPa(目标值<235 MPa)，如图12所示；横向弯曲工况最大应力为63.6 MPa(目标值<235 MPa)；紧急制动工况下最大应力为66.6 MPa(目标值<235 MPa)。后两种工况应力值均较小，所以，后续钣金支架及GMT支架仅对模型影响最大的一阶整体弯曲模态以及垂向弯曲工况进行计算分析。

钣金支架总成1阶整体弯曲振型如图13所示，模态频率为19.9 Hz(目标值≥28 Hz)，不满足要求；垂向弯曲工况最大应力值264.5 MPa(目标值<185 MPa)，如图14所示，不满足强度要求。GMT材料支架总成一阶整体弯曲振型如图15所示，其模态频率为14.5 Hz(目标值≥28 Hz)，不满足要求；垂向弯曲工况最大应力值为41.4 MPa(<95 MPa)，如图16所示，满足强度要求。

图11 型材支架1阶弯曲振型 图12 型材支架垂向冲击应力分布

图13 钣金支架1阶弯曲振型 图14 钣金支架垂向冲击应力分布

图15 GMT支架1阶弯曲振型 图16 GMT支架垂向冲击应力分布

综上，型材支架满足设计要求，钣金支架及GMT支架不能满足设计要求，需要进行优化改进。

3.2 方案优化分析

为了满足设计要求，需对钣金支架及GMT支架方案进行优化。文中采取的优化方式基于多学科的尺寸优化，尺寸优化是最经典的优化技术，也叫参数优化技术，可以对板件厚度、杆梁截面尺寸、材料特性及弹性元件的刚度等进行优化[2]。

(1)设计变量：以钣金/GMT各板厚为设计变量，设定变量范围。

(2)响应：支架总成1阶整体弯曲模态频率值；质心位移；总成质量|支架质量。

(3)约束：支架总成1阶整体弯曲模态频率值≥28 Hz；质心最大位移量≤3 mm。

(4)目标：总成质量|支架质量最小。

通过计算后(限于篇幅，具体计算过程及图片略)，钣金支架5个变量优化后值分别为1.8、3.0、2.0、1.0、3.0 mm；GMT支架8个变量优化后值分别为3.7、2.0、3.3、8.0、8.0、2.0、8.0、3.0 mm。支架分析及优化结果汇总如表5所示。

表5 支架分析及优化结果汇总

由表5可知，在满足设计要求的3种支架结构中，型材支架最轻(支架质量4.4 kg)，GMT材料支架次之(支架质量5.1 kg)，钣金支架最重(支架质量9.1 kg)，即GMT材料支架质量比型材支架质量高出15.9%，钣金支架质量比型材质量高出106.8%。所以，若从轻量化角度考虑，型材支架的轻量化效果相对最为理想，GMT材料支架次之，钣金支架最差。

4 结论

通过研究3种不同形式的前舱支架方案，分析可得：

(1)工艺方面。方案1采用型钢拼焊，结构档次低、制造误差大、焊接位置多、耗时长、大批量生产一致性差及产能提升困难等；方案2采用钣金件经冲压后点焊，生产效率高、一致性好，适合批量生产；方案3采用模压工艺，一致性好、比强度高、档次高、设计感强，适合大批量生产。

(2)轻量化角度。在保证性能的前提下，轻量化效果方案1最好，方案3次之，方案2效果最差。

(3)成本。方案1成本最低，方案3次之，方案2成本最高。

综上，方案2建议暂不考虑，方案1暂保留，方案3 GMT支架结构具有开发潜力，但需要经过严格验证。