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发表于 2020-5-13 11:27:46 | 显示全部楼层 |阅读模式

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汽车座椅的强度仿真分析与研究

叶 芳1,徐中明2,翟喜成3
(1.重庆工商职业学院 智能制造与汽车学院,重庆 400052;2.重庆大学 机械工程学院,重庆 400030;3.重庆市育才职业教育中心,重庆 401520)
【中国汽车材料网】摘要:为了避免汽车座椅结构被破坏,提高座椅的安全性、可靠性,提出了更换屈服极限更好的侧板材料的方法。采用CATIA软件对某两厢轿车所配备的主驾驶座椅进行了几何建模,利用HYPERMESH软件建立了有限元模型;对座椅进行了下压刚度试验和有限元仿真分析,通过结果对比验证了有限元模型的有效性;根据GB15083、GB11550法规,对座椅总成、靠背及头枕进行了静强度仿真分析,依据QC/T 740法规对座椅骨架总成进行了疲劳强度仿真分析。研究结果表明:座椅骨架侧板应力最大值超过了材料的屈服极限;座椅总成及靠背最大变形位置满足法规要求;座椅结构疲劳点寿命满足规定,有可靠的耐久性,满足设计要求。
关键词:汽车座椅;有限元方法;静强度;疲劳强度;仿真

[size=1em]汽车在路面上行驶,承受着复杂的载荷并产生车体的随机振动。传递到座椅上的随机振动是座椅骨架疲劳破坏的主要原因;另一方面,汽车座椅在起步、紧急制动、碰撞等工况下承受着很大的冲击载荷,尤其是发生碰撞时,作用在座椅上冲击力非常大,很可能造成座椅骨架损毁,并对驾乘人员造成伤害。因此,汽车座椅必须有足够的强度。

[size=1em]在进行座椅强度设计时,必须对其进行强度计算。目前,汽车座椅产品的设计多以模仿为主,存在结构不合理等缺点,从而导致座椅可靠性和乘坐舒适性较差等问题。采用有限元仿真技术,对座椅进行静强度、疲劳强度分析,可以减少开发过程中设计、试验、分析、研究时间[1-2]。

[size=1em]本文将根据有限元理论,采用虚拟仿真技术,应用Hypermesh、Ls-dany、MSC.Nastran、Abaqus、MAC.Fatigue等多种CAE分析软件,对某轿车座椅的静强度、疲劳强度进行分析。


1 汽车座椅有限元模型建立

[size=1em]以某款两厢轿车所配备的主驾驶座椅为研究对象,其骨架主要由靠背、座盆支架、座盆、头枕、调角器、滑轨等焊接而成。座椅总成的重量为20.89 kg,其中,座垫软垫重量为1.48 kg,靠背软垫重量为1.78 kg,座椅骨架重量为16.38 kg,头枕重量为0.78 kg。

[size=1em]首先本研究采用三坐标激光测量仪器获得物体表面的三维坐标和色彩信息,得到一个离散点的集合(点云),经扫描共获得859 658个点。对点云数据进行预处理、三角化处理后,可以观察出座椅各个部位的重要几何特征。根据实物对比,构建出合理的三维曲面,即构建出座椅的三维几何模型[3-4]。

[size=1em]考虑到座椅在承受外部载荷时,主要受力部分是骨架,骨架表面的蒙皮及软垫等覆盖物对外部载荷的分配很少,除提高舒适性外,基本上不承受外部施加的载荷,故对座椅模型进行合理地简化,即对靠背软垫和蒙皮、以及起支撑或调节作用,且对座椅骨架的强度和刚度影响很小的横向钢丝、弹簧和连接件进行忽略。

[size=1em]该座椅具备六向调节功能:可前、后移动,可通过调角器调节靠背的角度,可通过座盆与滑轨之间带齿的板件调节座椅的高度。观察座椅骨架可以知道座椅零件之间主要有3种连接方式:焊接、螺栓连接及销连接。各零件之间的焊接与螺栓连接主要采用刚性连接来模拟,即一点对多点的约束方式(MPC)。同时,在我国的相关标准中,对座椅进行强度试验时,调角器、滑轨等调节装置要处于并保持在对座椅最不利的位置。因此,忽略销钉的转动,对销连接采用与螺栓连接一样的建模方法。

[size=1em]该座椅骨架的主要结构为钢板、圆管及梁,其厚度与长度和截面尺寸相比很小,因此用MSC.Nastran中的shell单元来离散座椅骨架结构。笔者以四边形壳单元为主,对于形状较复杂的部分采用三角形壳单元进行过渡。座椅头枕以及座垫软垫的单元类型选择形状规则的六面体单元。把利用CATIA建立的三维几何模型导入有限元前处理软件Hypermesh中,完成有限元模型的前处理,在保证单元形状合理(斜度、雅可比矩阵、长宽比、翘曲度),满足计算要求的条件下,建立了座椅的有限元模型。模型共包含24 962个节点,23 372个shell单元(其中:22 811个quad4单元,561个quad3单元;1 737个六面体单元;147个MPC单元)。

[size=1em]座椅骨架有限元模型如图1所示。

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图1 座椅骨架有限元模型图

2 汽车座椅有限元模型的验证

[size=1em]座椅下压刚度试验参照QC/T55-1993《汽车座椅动态舒适性试验方法》,结合厂家的具体试验条件设计加载方式。座椅下压刚度试验如图2所示。

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图2 座椅刚度试验图

[size=1em]本研究按照图2所示的方式进行加载。加载板的位置设置为C=505 mm、E=250 mm,试验中座椅通过4个螺栓将滑轨固定在试验台上,加载板以300 mm/min的速度加载,试验总时间为15 s。为减小试验误差,笔者对两个同车厢主驾驶座依次进行试验,可以得到准确试验结果。

[size=1em]本研究将座椅靠背锁止在假人躯干基准线与垂直方向成25度角的后倾位置上,座椅固定在制造厂规定的最后使用位置向前移动一档处,座垫调节在最高位置,将座椅地脚与车身地面连接处的6个自由度全部约束,通过有限元前处理软件Hypermesh建立加载板的有限元模型,并设置为刚性体,厚度为5 cm。之后本研究在LS-DYNA软件中将加载板与座椅座垫定义为“面对面”接触,赋予加载板5 mm/s的速度,进行仿真计算[5]。

[size=1em]对试验结果和有限元计算结果进行分析对比,可以得到挠度-载荷曲线对比图,如图3所示。

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图3 挠度-载荷曲线对比图

[size=1em]分析图3可以得出:

[size=1em](1)试验的下压过程位移为75 mm,最大载荷为12.75 kN,仿真的下压过程位移为75 mm,最大载荷为10.4 kN;二者数值接近,仿真结果的座椅静刚度比试验结果略低;

[size=1em](2)二者的趋势是基本相同的,并且其中相应的挠度与载荷的具体数值之间误差范围较小,说明有限元模型的正确性,以及仿真结果的准确性;

[size=1em](3)仿真数据与试验数据误差原因可能是简化了实物中的蒙皮以及起支撑座垫泡沫作用的塑料板,影响座椅刚度值偏低。


3 汽车座椅静强度仿真分析

[size=1em]作为乘员的承载部件,座椅强度成为整车安全性的重要指标之一,本文分别从座椅总成、座椅靠背及座椅头枕3方面进行分析[6]。


3.1 座椅总成静强度仿真分析

[size=1em]根据GB 15083-2006《汽车座椅、座椅固定装置及头枕强度要求和试验方法》的规定,仿真分析中,本研究在质心处施加一个集中载荷4 089 N,并通过MPC将质心与质心附近区域连接,使负荷力分布均匀,边界约束与下压刚度仿真时相同[7]。本研究将施加了相应载荷以及边界条件的座椅总成模型,导入MSC.Nastran计算,得到座椅的应力分布。

[size=1em]座椅总成静强度仿真分析如图4所示。

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图4 座椅总成静强度仿真分析

[size=1em]对仿真结果进行分析,可得如下结果:

[size=1em](1)座椅总成在承受载荷后左右对称点处应力分布基本相同,应力较大的部位主要集中在调角器与靠背连接部位及调角器与座盆侧板连接部位,最大应力出现在调角器与靠背连接部位,最大值为220 MPa;由于靠背所采用的是St12钢板,仿真分析的最大应力值没有超过材料275 MPa的屈服极限,其余部位的应力均处于200 MPa以下;

[size=1em](2)座椅在承受通过质心水平向前的20倍重力的载荷时,最大位移处在靠背连接头枕的横管处,最大位移量为4 mm;

[size=1em](3)该座椅总成在静态工况下情况较好,没有出现部件破坏或座椅与车体分离的情况,符合国家标准的要求,最大应力处属于局部应力集中,对座椅安全性影响不大。


3.2 座椅靠背静强度仿真分析

[size=1em]根据GB15083-2006规定,在考察座椅靠背静强度时,需对座椅靠背沿纵向向后施加相对于座椅“R”点530 Nm力矩的负荷(“R”为乘坐基准点,理论上,“R”点应与安放在车辆座椅中的3-DH装置的躯干与大腿的铰接中心一致)。座椅靠背静强度仿真分析与座椅总成静强度仿真分析采用相同的有限元模型[8]。由于座椅上框中部与R点的垂直距离为507.5 mm,对上框中部施加一个集中载荷1 044 N,通过MPC点将上框附近区域连接,使负荷力分布均匀,边界约束与前同。经导入MSC.Nastran计算,得到座椅靠背的应力分布,即座椅靠背静强度仿真分析,如图5所示。

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图5 座椅靠背静强度仿真分析

[size=1em]对仿真结果进行分析,可得如下结果:

[size=1em](1)靠背在承受以上载荷作用时,应力较大的部位主要集中在调角器与靠背连接部位、靠背侧框以及调角器与座盆侧板连接部位,最大应力出现在调角器与靠背连接部位,最大值为214.2 MPa;由于靠背所采用的是St12钢板,其屈服极限为275 MPa,最大应力值没有超过材料的屈服极限;

[size=1em](2)座椅的最大位移处在靠背连接头枕的横管处,最大位移量为11.1 mm,当施加向后翻的530 Nm力矩负荷时,该汽车座椅靠背性能上满足法规要求,并留有很多的裕量。


3.3 座椅头枕静强度仿真分析

[size=1em]根据GB 11550-2009《汽车座椅头枕性能要求和试验方法》的规定,对于座椅头枕后移量及其静强度的仿真分析。在有限元分析软件Abaqus中分3个载荷步依次加载的方式来完成[9-12]。

[size=1em]第1个载荷步为对座椅靠背施加向后翻的530 Nm的力矩,座椅上框中部与R点的垂直距离为507.5 mm,因此对上框施加1 044 N的力;

[size=1em]第2个载荷步为对头枕平行于躯干基准线向下65 mm处施加373 Nm的力矩,加载点距R点处距离为757 mm,因此对头枕施加492.5 N的力,分步测二者的位移量;

[size=1em]第3个载荷步的加载点与第2个相同,并将载荷增加至890 N,检查头枕、座椅及骨架等有无破损或脱落。

[size=1em]经Abaqus分析计算后,采用有限元后处理软件Hyper View可以得知:

[size=1em](1)当对座椅靠背施加向后翻的530 Nm力矩时,座椅头枕的位移量为10.33 mm;在头枕上所规定的位置施加373 Nm的力矩后,头枕同一点的位移量为41.46 mm,则头枕的后移量为31.13 mm;均小于法规规定的102 mm,故该汽车座椅头枕后移量满足要求;

[size=1em](2)应力较大部位主要集中在调角器与座盆侧板,应力的最大值出现在调角器与座盆侧板连接部位,大小为361.4 MPa。

[size=1em]在该工况下,应力最大值虽超过了侧板所使用的St12材料的屈服极限275 MPa,但没有超过该材料的强度极限410 MPa,座椅骨架各部分结构的最大应力值均未达到应力极限,即座椅在该工况下未发生破坏,符合法规对座椅头枕静强度的要求,但更换材料使座椅总成产生最大应力时保证在材料的塑性变形内,有利于提高座椅的安全性。

[size=1em]综上所述,仿真分析结果显示:该座椅骨架在以上静载荷下其强度满足我国法规要求,并得到了相应工况下的应力值较大位置。


4 汽车座椅疲劳强度仿真分析

[size=1em]汽车座椅在行驶过程中承受路面传递给车身的激励,在这些交变载荷作用下,座椅会产生疲劳破坏,严重影响座椅安全性。笔者运用全寿命分析方法,对座椅靠背骨架总成耐久性进行疲劳分析[13]。

[size=1em]首先建立材料的S-N曲线,即建立外加应力与疲劳寿命间的变化关系。座椅骨架所用主要材料为St12,其强度极限为410 MPa,弹性模量为210 GPa。

[size=1em]厂家对座椅疲劳寿命进行了相关的试验,其载荷的加载方式是在座椅靠背顶部中心处,施加一个水平方向频率为30次/min、大小为0~550 N的半正弦循环载荷。加载后,将模型导入MSC.Fatigue中进行全寿命(S-N)分析计算,得到座椅靠背骨架总成的疲劳寿命,如图6所示。

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图6 座椅靠背骨架总成的疲劳寿命图

[size=1em]对仿真结果进行分析,可得如下结果:

[size=1em](1)座椅调角器与座盆侧板连接处、支架与滑轨连接处以及滑轨与地脚连接处的寿命较短,最低寿命为1.77×105次,试验厂家的试验结果为:加载105次交变载荷,座椅结构无明显破坏,因此仿真结果与试验厂家所得结果一致,破坏位置也相同;

[size=1em](2)座椅在变载为0~550 N这样的条件下,其最容易发生疲劳破坏的位置的疲劳寿命都大于10 000次,以QC/T 740-2005《乘用车座椅总成》的载荷条件进行加载,即循环载荷的大小为0-300 N,座椅在循环10 000次后也不会发生疲劳破坏[14],可以得出该款座椅符合国家标准的规定,有可靠的耐久性,满足设计要求。


5 结束语

[size=1em]针对某轿车主驾驶座椅,本文通过有限元分析,利用Hypermesh、Ls-dany、MSC.Nastran、Abaqus、MAC.Fatigue等多种CAE分析软件,依据GB15083、GB11550法规进行了座椅总成、座椅靠背、座椅头枕的静强度仿真分析。结果表明:座椅总成和靠背在受到静载荷时,应力分布较均匀,最大应力处属于局部应力集中,最大变形位置对座椅安全性影响不大;当头枕载静荷增加到890 N时,座椅骨架侧板处应力最大值为361.4 MPa,超过了材料的屈服极限275 MPa。

[size=1em]将座椅侧板更换屈服极限更好的材料,依据QC/T 740法规对座椅骨架总成进行了疲劳强度仿真分析,结果表明:座椅结构无明显破坏,疲劳点寿命满足规定,有可靠的耐久性,满足设计要求。


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