車載動力電池包的有限元分析及輕量化設計*

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

隨著世界能源的逐漸匱乏和環境污染的日益加劇，輕量化成為節能減排的重要途徑。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。動力電池包作為電池的承載和防護機構，在整車中占據重要位置，其整備質量占整車質量的 20%～30%，具有較大的輕量化空間，同時對于電池包能量密度的要求逐步提高，對動力電池包輕量化提出了更高的要求。

為了滿足企業對提高汽車動力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包進行輕量化設計。

1 電池包有限元模型的建立

電池包原始結構如圖1所示，由上蓋、電池模組、框架、下殼體和吊耳等組成，其他電器設備略去。

圖1 電池包結構

將電池包的幾何模型導入到Hypermesh中，對電池包模型進行幾何清理，在不影響計算的情況下，可酌情去掉一些小倒角、小圓角、小孔等，以簡化網格。由于上蓋采用復合材料液壓成型，下殼體、框架、吊耳由鋼板沖壓而成，因此采用殼單元進行網格劃分。

為了減少計算量，將電池模組以質量點的形式進行加載，①、②、③號電池模組質量均為22.9 kg，④、⑤號電池模組質量均為19.2 kg,⑥、⑦、⑧號電池模組質量均為21 kg，加載后如圖2所示。

圖2 電池模組的加載

電池包上蓋和下殼體通過螺栓連接，車身與電池箱體在吊耳處也通過螺栓連接，均采用RBE2單元進行模擬；電池包下殼體與框架、電池包下殼體與吊耳通過焊接連接，采用 ACM 單元來模擬焊點連接。最終離散成93 623個節點和91 328個單元，如圖3所示。電池包各部件材料參數如表1所示。

表1 電池包各部件材料參數

圖3 電池包有限元模型

2 電池包靜力學分析

2.1 典型工況的選取

結構靜力學分析主要是用來分析在給定載荷下結構的形變、應力和應變等響應。對動力電池包進行靜力學分析是為了計算出電池包在各種載荷工況下的最大變形、最大應力值及應力分布情況，確定應力、應變的危險部位，為后續動力電池包的輕量化及優化設計提供理論依據[1]。

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包的應力、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包進行靜力學分析[2]。具體工況要求如表 2所示。

表2 3種工況要求

2.2 計算結果分析

由于電池包體是通過吊耳用螺栓固接在車身上的，因此對吊耳螺栓孔處的節點進行全約束，按表2的工況要求施加載荷。經過計算，各工況下電池包的應力及變形分析結果如表3所示。

表3 3種工況下電池包應力及形變分析結果

從表3中可以看出，在顛簸路面轉彎工況下電池包承受的應力最大，位于框架擋板的折彎處，如圖4所示，最大值為128.5 MPa，雖然小于框架材料的屈服強度195 MPa，但是應力非常集中，當車輛劇烈顛簸時，容易引起斷裂失效，因此可對其進行倒圓角處理或者改變其結構形式去掉折彎部分，使其承受載荷分布均勻，應力分散。

圖4 顛簸路面轉彎工況電池包應力云圖

從表3中可以看出，顛簸路面制動工況時上蓋形變最大，最大值為2.235 mm，位于上蓋前部，如圖5所示。上蓋形變雖然小于電池包變形極限值3 mm，但在極限工況時，上蓋變形過大會導致上蓋與電池模組發生干涉。因此須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5 顛簸路面制動工況電池包變形云圖

從表3中可以看出，顛簸路面轉彎工況下殼體變形最大，最大值為0.670 3 mm，位于下殼體中部，如圖6所示。由于殼體兩端承載電池模組，因此中部變形最大。下殼體形變量小于極限值3 mm，表明下殼體的剛度符合要求。

圖6 顛簸路面轉彎工況下殼體變形云圖

3 電池包模態分析

對電池包進行模態分析可以獲得電池包系統的固有頻率和模態振型，并預測電池包在各種工況下受到外部激勵時的振動情況，防止動力電池包在汽車行駛過程中與車身底盤等發生共振現象或與路面激勵產生共振，還可為電池包的動態特性優化設計提供理論依據。模態分析的邊界條件為約束吊耳螺栓孔處節點的全部自由度。計算得到電池包前6階固有頻率，如表4所示。

表4 電池包約束模態前6階固有頻率

汽車行駛時，主要激振頻率在10 Hz～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1階固有頻率大于33 Hz[3]。由表4可知，電池包前3階固有頻率均低于33 Hz。為了避開激振源頻率，需要對電池包結構進行進一步的優化設計。

圖7～圖9為電池包前3階模態振型。由圖7～圖9可知，前3階振型幅值比較大，說明在這些激勵頻率下電池包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包上蓋，因此須對電池包上蓋進行結構改進。

對于f2的分析如下，每個電子都受到垂直于導線的分力f2，而導體棒受到向左的力F總則是這些分力f2的合力。我們可以先假設該導體棒的長度為L，其橫截面積為S，在單位體積內的電荷數為n，且做定向運動的自由電子的電量為e。

圖7 電池包第1階模態振型

圖8 電池包第2階模態振型

圖9 電池包第3階模態振型

4 電池包形貌優化設計

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：

其中：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，電池包上蓋形變較大，且前3階共振區域均在電池包上蓋，因此需對電池包上蓋進行形貌優化，將上蓋底面設為設計區域，其余部分設為不可設計區域，如圖10所示。

圖10 電池包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，根據前面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，電池包最大形變小于2 mm，電池包最大應力小于130 MPa。以整個電池包系統應變能最小作為目標函數，上蓋起筋參數設置如下:最小肋寬為16 mm(一般為單元寬度的1.5倍～2倍)，起肋角為75°，起筋高度為10 mm，選取起肋模式為線性(linear)[4-6]。經優化迭代后，得到優化的電池包上蓋加強筋布局，如圖11所示。

圖11 電池包拓撲優化結構

5 電池包結構改進設計

5.1 電池包上蓋優化設計

根據形貌優化結果以及制造工藝要求對電池包上蓋進行改進設計，最終設計的模型如圖12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2.5 mm減薄到2 mm。

圖12 電池包上蓋第一次設計結構

5.2 框架擋板的結構改進

圖13 原擋板結構

圖14 改進后的擋板結構

5.3 框架厚度尺寸的設計

由圖4的計算結果可知，除了擋板因折彎處應力比較集中外，整個框架的其他部位應力最大值不超過57 MPa,而框架材料的屈服極限為195 MPa，因此可對框架進行輕量化設計，將其厚度從1.5 mm減為1 mm。

6 電池包結構性能驗證

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

表5 電池包結構改進前、后分析結果對比

通過對上蓋進行形貌優化，不僅使得各工況下上蓋的最大形變量大幅度減小，還提高了電池包前3階的固有頻率，避開了激振源頻率；由于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，改善了電池包的整體性能；同時電池包箱體的質量由原來的62.76 kg減少至 57.32 kg，質量減輕了8.67%，達到了電池包設計輕量化目標。

7 結論

(1)基于變密度法，建立了基于柔度最小的電池包上蓋形貌優化數學模型，實現了電池包上蓋的形貌優化設計。

(2)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，提高了電池包的整體性能。

(3)根據分析結果，對上蓋以及框架厚度進行了尺寸優化，減輕了電池包箱體的質量。

(4)通過對改進前、后電池包結構性能進行對比分析，改進后的電池包強度、剛度均大幅提高，低階頻率提高，電池包結構更加合理，證明了優化的可行性。

(5)為電池包類零件的優化設計提供借鑒和參考。