基于ABAQUS的電池包支撐架的優化分析

祝方方，于 偉，王 東，張萬良

(濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261000)

1 引言

響應國家使用清潔能源的號召，新能源電動汽車逐漸進入千家萬戶，動力電池作為電動汽車能量儲存的載體，是電動汽車的關鍵部件[1]。電池包支撐架是連接電池包到車身的關鍵零部件，也會承受車身的振動、沖擊，電池包支撐架作為電池包的保護傘，其結構的強度對電池包和整車的安全性至關重要，因此電池包支撐架也要滿足振動沖擊等動態性能的要求。

CAE仿真分析相與傳統設計方法相比，可以縮短設計周期降低試驗成本和開發模具的成本，現已在結構件的動靜態特性分析和優化設計中大規模使用[2]。Simlab是具有流程導向的、基于特征識別的有限元建模軟件，可以高效、高質量的劃分網格，無需枯燥的幾何清理和去除幾何錯誤，減少人為錯誤和用于創建有限元模型的時間消耗[3]。

為了校核某新能源汽車電池包支撐架結構的可靠性，利用ABAQUS有限元軟件，對電池包支撐架進行模態、隨機振動和車輛行駛工況的仿真分析，得到仿真結果，并針對得到的仿真結果對電池包支撐架結構進行優化。采用Simlab對電池包支撐架模型進行前處理工作，然后基于ABAQUS軟件求解以及后處理，對電池包支撐架進行模態分析和隨機振動分析，驗證電池包支撐架的可靠性。

2 創建模型與工況

2.1 創建有限元模型

圖1中所示為某項目電池包支撐架三維結構。該電池包支撐架X方向長度為1 550 mm，Y方向長度為1 820 mm，Z方向長度為1 200 mm，具體如圖1(a)所示。電池包支撐架的材料為Q235鋼材，電池包箱體材料為6061鋁合金；表1所示為材料參數。電池包支撐架鋼材的厚度為4 mm，四周有支撐腿對電池包支撐架加固，支撐架通過底面12個螺栓連接固定到車身上如圖1(a)所示；八個電池包排列在支撐架上，每個電池包通過六個螺栓固定在電池包支撐架上。

完成設計后，利用Simlab軟件對該模型進行網格劃分，模型中的單元類型為C3D10M，主體網格單元平均尺寸為6 mm，曲面部分單元尺寸為2～3 mm螺栓處進行Washer處理。模組以質量點的形式施加在電池包內，每個電池包內模組的質量為210 kg，電池包箱體以實體的形式放置在支撐架上，用RBE2單元來模擬電池包在支撐架的螺栓連接方式，定義材料和材料屬性。各個材料屬性如表1所示。創建好的電池包支撐架的有限元模型如圖1(b)所示。

圖1 (a)(b)分別為優化前電池包支撐架三維結構圖和有限元模型；(c)(d)分別為優化后電池包支撐架三維結構和有限元模型Fig.1 (a) and (b) are respectively the 3D structure diagram and finite element model diagram of the battery pack support frame before optimization; (c) and (d) are respectively the 3D structure diagram and finite element model diagram of the optimized battery pack support frame.

表1 電池包支撐架和電池包箱體材料參數Table 1 Battery pack support frame and battery pack box material parameters.

2.2 創建工況

模態工況：采用Lanczos方法，頻率范圍取0～200 Hz，根據經驗模態阻尼取0.02。模態分析可得到機械結構的固有頻率和振型，是分析其他動力學問題的起點，其主要目的是防止共振以及因振動產生的危險[4]。

隨機振動工況：創建隨機振動分析工況，振動測試在三個方向上進行，按照在整車上的安裝方式安裝，整車前進方向為X方向，豎直方向為Z方向，根據右手定則確定Y向。依據國標GB 38031-2020要求創建X、Y、Z三個方向上對應的測試參數功率譜密度(power spectral density,PSD)值。

制動、轉彎和減速帶工況：車輛在行駛過程中因啟動、剎車、轉彎和過減速帶時在車輛行駛方向產生(即X向)、側向(即Y向)和豎向(即Z向)產生的沖擊狀況。這些工況為動態的工況，因為顯示動態的算法計算時間較長，因此采用靜態的計算方法，選取這些工況中產生的最大沖擊以靜載的形式施加，可以縮短計算時間，提高計算效率。給電池包支撐架X、Y、Z三個方向分別施加的1.5 g、1.5 g、1.2 g的靜載荷，來模擬電池包支撐架在車輛制動、轉彎和過減速帶時所受到的沖擊，觀察支撐架所受應力情況判斷支撐架結構的強度制。

3 有限元仿真結果分析

3.1 模態分析

從工程的角度來看零部件的一階模態較為重要，因為一階模態可以展現出零部件的扭曲或彎曲的固有頻率[5]。汽車在道路行駛過程中振動的主要頻率段為1～33 Hz，為防止產生共振，這就要求電池包支撐架的一階模態高于33 Hz。如果一階模態在主要的激勵頻率內，車輛在行駛過程中極易產生共振，使結構發生異響，影響車輛的乘坐舒適性，嚴重時還會引起零部件斷裂失效[6]，威脅人們的人身和財產安全。

運用ABAQUS有限元仿真軟件對電池包支撐架(支撐架1)進行約束模態分析計算，得到約束模態，前三階模態振型如圖2所示。通過對電池包支撐架的約束模態分析可知，支撐架1的一階模態為18.516 Hz，在汽車共振頻率范圍內，明顯不符合剛度上的要求，因此需要對結構進行改進，提高電池包支撐架的剛度。由一到三階模態可知，支撐架主要在支架上部扭曲旋轉，因此可以通過加上部固定點提高支撐架的剛度。

(a)(b)和(c)分別為電池包支撐架一階模態、二階模態和三階模態Fig.2 (a),(b) and (c) are the first-order mode,second-order mode and third-order mode of battery pack support frame respectively.

4 結構優化及分析

4.1 結構優化

在不增加支撐架重量的要求下，通過改變支撐架的固定方式，增加電池包支撐架的剛度，去掉冗長的支撐臂，將與車身固定的支撐架內移，支撐架頂部的Y方向上增加四個固定點，具體位置見圖1(c)。優化之后該電池包支撐架X方向長度為1 250 mm，Y方向長度為1 520 mm，Z方向長度為1 200 mm，相應的創建好的電池包支撐架的有限元模型如圖1(d)所示。

4.2 結構穩定性分析

優化電池包支撐架結構和固定點后，運用ABAQUS有限元仿真軟件對電池包支撐架(支撐架2)進行約束模態分析計算，得到約束模態，第一階到第三階模態振型見圖3。與支撐架1進行對比，對比參數見表2，支撐架2的一階提升至40.35 Hz，成功避開了汽車共振頻率范圍，同時支架擺動幅度也明顯減小，提高了整車的舒適性電池包支撐架的剛度，使支撐架的模態滿足要求。

表2 優化前后支撐架模態參數對比Table 2 Comparison of modal parameters before and after optimization.

隨機振動分析結果如圖4所示，從分析結果的應力云圖上可知，支架2在X方向、Y方向和Z方向隨機振動的最大RMises應力分別為71.6 MPa、51.4 MPa和61.2 MPa，以3倍的RMises應力對比材料的屈服強度作為評判標準，分別為214.8 MPa、154.2 MPa和183.6 MPa，低于Q235的屈服強235 MPa。支架2在X、Y、Z三個方向上受到的應力未超過Q235的屈服強，滿足強度條件，有效避免因共振產生疲勞破壞風險。

圖3 (a)(b)和(c)分別為優化后電池包支撐架一階、二階和三階模態Fig.3 (a),(b) and (c) are the first-order,second-order and third-order modes of the optimized battery pack support frame respectively.

制動、轉彎和減速帶工況的仿真結果如圖5所示，由應力云圖可知車輛制動、轉彎和過減速帶工況時支撐架2所受最大應力為77.5 MPa、54.4 MPa和76.2 MPa，支架2在制動、轉彎和減速帶工況下受到的應力均小于材料屈服極限，滿足行駛工況下強度的要求。

5 結論

利用有限元法對某電池包支撐架的模態、隨機振動和車輛行駛工況的仿真分析。結果顯示，原電池包支撐架一階模態不滿足設計要求；因此通過改變與整車連接的位置增加整體的強度，去除四周支撐腿，電池包支撐架簡潔美觀度得到提升。優化后的電池包支撐架一階模態得到顯著改善，隨機振動分析和車輛行駛工況的強度仿真驗證了優化電池包支撐架結構的穩定性，滿足了電池包支撐架結構強度要求，提高了電池包支撐架的可靠性，具有重要意義。