某車型蓄電池支架強度分析及結構優化

承姿辛，劉玉敏

（漯河職業技術學院，河南 漯河 462000）

關鍵字：蓄電池支架；強度；優化設計

引言

蓄電池是汽車重要的零部件，當汽車發動機在剛啟動或低速運轉時，汽車發電機不工作或者輸出的電壓較低，此時主要靠蓄電池向車內的用電設備供電。此外，蓄電池還是一個大容量的電容器，可以吸收車內電路中的瞬時高壓，從而保護車內用電設備。蓄電池支架的作用為支撐、保護蓄電池，若蓄電池支架強度不足，在應力較大處可能出現裂紋，進而導致蓄電池支架斷裂失效，從而影響蓄電池正常工作。例如某車型蓄電池支架在進行ET 階段的可靠耐久試驗時發生開裂，開裂的原因為蓄電池托板支架圓角處存在應力集中，應力超過了所用材料的屈服極限，同時蓄電池支架的固有頻率和發動機怠速頻率相重合，發生共振現象[1]。

本文基于有限元分析軟件NASTRAN，針對相應的分析工況，對新設計的蓄電池支架進行強度分析，模擬蓄電池支架在可靠耐久試驗過程中的受力情況，預測蓄電池支架容易開裂的部位。同時，對蓄電池支架進行模態分析，避免蓄電池支架與發動機怠速頻率和路面激勵頻率發生共振，造成開裂現象，為蓄電池支架的長壽命設計提供依據。

1 有限元分析模型的建立

1.1 網格劃分標準

在有限元分析前處理軟件Hypermesh 中對蓄電池支架總成各個支架抽中面并進行網格劃分，生成網格的單元類型為四邊形和三角形殼單元，網格質量標準為：殼網格單元基本尺寸為10mm（最小尺寸為8mm、最大尺寸為12mm），翹曲度（Warping≤10），雅克比（Jacobin≥0.6），長寬比（Aspect ratio≤4.0）。

1.2 邊界條件設置

蓄電池支架一般安裝于發動機艙左縱梁上，建模時，考慮到模型的大小和計算時間，一般截取部分白車身模型就能滿足分析需求。本文用整車坐標系下的YZ 平面和XZ 平面分別截取四分之一倍大小的白車身，約束截取面6 個方向全部自由度，同時約束副車架安裝點及前減震器和螺旋簧安裝點3 個平動方向的自由度。模型中不建出蓄電池模型，將蓄電池與蓄電池托盤支架接觸部分用REB2 抓取，讓REB2 的主節點與蓄電池的質心坐標相重合，在蓄電池質心位置添加集中質量單元進行模擬仿真，集中質量的大小即為蓄電池的質量。蓄電池支架總成與機艙縱梁之間的螺栓連接采用REB2 單元進行抓取模擬，模型中的焊點用 NASTRAN CWELD 焊點單元進行模擬[2]，最終建成的模型如圖1 所示。

圖1 蓄電池支架強度分析有限元模型

2 強度分析

2.1 強度分析工況的確定

對于一輛轎車，在其行駛過程中，車輛機艙前橫梁處會產生破壞力較強的振動和沖擊，這些振動和沖擊傳遞到安裝在機艙縱梁上的蓄電池支架總成上，易導致蓄電池支架的開裂失效等問題，從而導致蓄電池開裂、磨損、漏液、饋電、線束磨損失效等問題。為避免出現這些問題，需制定切實有效的工況來解決該問題。

用某款在研車型的先行車進行強化壞路試驗，在靠近蓄電池質心位置貼上加速度傳感器，以此獲得蓄電池在試驗過程中的加速度譜，根據加速度譜得出蓄電池在X、Y、Z 方向上的最大加速度分別為：4.8g、5g、5.5g，從而制定分析工況如表1 所示：

表1 工況分析表

2.2 強度分析結果

根據蓄電池強度分析工況，在NASTRAN 中，對蓄電池支架總成強度進行分析，根據分析結果可知，蓄電池支架總成中各個零部件在強度分析工況下均未超過其所用材料的屈服極限。其中，蓄電池托盤在各個工況下所受的應力均較小，在工況二下，其所受的應力最大，其所受最大應力的應力云圖如圖2 所示：

圖2 蓄電池托盤最大應力云圖

蓄電池托盤厚度為1.4mm，所用材料為DC01D+Z（屈服強度為180MPa），由此可見其蓄電池托盤的應力遠小于其所用材料的屈服強度，有優化的空間[3]。

3 模態分析

3.1 模態分析工況的確定

一般情況下，路面對車輛的激勵頻率在25Hz 以下，發動機的怠速頻率為在25Hz 和30Hz 之間[4]。因此，為了避免蓄電池支架總成固有頻率與路面激勵頻率及發動機怠速頻率一致而產生共振現象，將蓄電池支架的目標振動頻率設置為35Hz 以上[5]。

在有限元強度分析模型的基礎上，刪除強度分析載荷步，在NASTRAN 中計算蓄電池支架的約束模態，得到蓄電池支架的一階約束模態為43.25Hz，其一階約束模態位移云圖如圖3 所示，由圖3 可以看出蓄電池支架總成的一階約束模態位于蓄電池支架托盤上，滿足模態分析目標要求，有優化分析的空間。

圖3 蓄電池支架一階約束模態位移云圖

4 蓄電池支架優化分析

4.1 優化方案的確定

由蓄電池支架強度及模態分析結果可知，該款蓄電池支架總成的設計方案滿足性能要求，存在性能過剩，因此本著減輕重量、降低成本的原則，我們采取三種方案對蓄電池支架結構進行優化。由于蓄電池托盤所受的最大應力遠遠小于其屈服強度，且其邊界遠遠超出蓄電池邊界，因此可以對其進行優化，制定具體的優化方案如下：

方案一：將圖4 中蓄電池托盤區域1 處縮短20mm；方案二：將蓄電池托盤厚度由1.4mm 減薄到1.2mm；方案三：將蓄電池托盤厚度由1.4mm 減薄到1.2mm，同時將蓄電池托盤長度縮短20mm。

圖4 蓄電池托盤展示

4.2 優化后分析結果

對以上三種優化方案分別運用表1 中的強度分析工況進行分析，根據分析結果，方案一蓄電池支架總成所有零部件均滿足強度目標要求，方案二及方案三中蓄電池支架二最大應力均為292MPa，所用材料為HC220YD，其屈服極限為260MPa，因此蓄電池支架二不滿足強度目標要求，有開裂失效風險。

蓄電池支架總成中所受最大應力的零部件的應力云圖如圖5 所示。

圖5 三種優化方案強度分析應力云圖

在強度分析滿足要求的基礎上，對優化方案一進行模態分析，蓄電池支架總成的的一階約束模態仍然位于蓄電池托盤上，大小為43.42Hz，與原方案的一階約束模態相差不大，其一階約束模態位移云圖如圖6 所示，滿足模態分析目標要求，因此最終可以采取優化方案一進行試制裝車。

圖6 方案一蓄電池支架一階約束模態位移云圖

5 結論

本文對設計人員新開發的蓄電池支架總成進行強度分析和模態分析，在滿足性能目標要求的前提下選取強度分析工況下所受最大應力較小的蓄電池托盤進行優化分析，以達到減重、降成本的目的。對三種優化方案進行強度分析和模態分析，通過對比分析結果，最終選出了滿足目標要求的優化方案，為后續車型蓄電池支架總成的設計提供了可行方案，具有重要的參考意義。