某轎車后排座椅骨架CAE分析及輕量化設(shè)計(jì)

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1、 某轎車后排座椅骨架 CAE 分析及輕量化設(shè)計(jì) 作者：黃炫 1 前言 近年來，汽車道路交通事故呈逐年上升趨勢，座椅作為減少損傷的安全部件對乘員起到了 決定性保護(hù)作用。為適應(yīng)座椅安全性要求的提高，例如 GB15083-2006 中關(guān)于行李沖擊強(qiáng) 度的要求，以及企業(yè)的靠背剛度試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)的要求 (相對法規(guī)更嚴(yán)格 )。導(dǎo)致傳統(tǒng)方法設(shè)計(jì)開發(fā)的座椅質(zhì)量和成本增加。關(guān)于汽車座椅系統(tǒng)的安全性，國外學(xué)者開展了許多研究，其中 包括碰撞過程中座椅系統(tǒng)對乘員承受能量的分散作用、新型材料和新加工成型技術(shù)的應(yīng)用對座椅性能的影響，以及質(zhì)量、

2、成本的節(jié)約問題；而國內(nèi)主要研究了座椅骨架的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度以及頭枕性能等安全性方面的問題。 本文結(jié)合某企業(yè)轎車后排座椅輕量化設(shè)計(jì)的實(shí)際項(xiàng)目，依據(jù)企業(yè)關(guān)于座椅骨架靜剛度行李沖擊強(qiáng)度的安全性要求，基于計(jì)算機(jī)輔助分析手段對座椅骨架提出了優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。 2 座椅靠背的靜剛度試驗(yàn)與仿真分析 座椅靠背采用分體式結(jié)構(gòu)，即分為 40 ％靠背和 60 ％靠背兩部分。圖 1 為座椅靠背的幾何 模型。 圖 1 座椅靠背幾何模型 座椅靠

3、背的靜剛度直接影響座椅的使用性能，設(shè)計(jì)要求當(dāng)一個(gè)人  “舒服的坐下 ”到后排座椅 上時(shí)，靠背框架不應(yīng)產(chǎn)生不允許的永久變形。根據(jù)企業(yè)靠背剛度試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，在靠背的內(nèi)部 上沿 (分開部分  )即圖  2 的加載區(qū)處，分別沿水平方向向前和向后施加  F=800N  的載荷，要 求施力點(diǎn)在水平方向上的最大變形和永久變形分別不超過  20mm  和 5mm 。 圖 2

4、 靠背剛度試驗(yàn)示意 根據(jù)試驗(yàn)要求建立了該座椅靠背的 有限元分析 模型，網(wǎng)格基準(zhǔn)尺寸定義為 6mm shell 單元， 共 44188 個(gè)節(jié)點(diǎn)， 42132 個(gè)單元， 838 個(gè)剮性單元。按照與試驗(yàn)相同的情況進(jìn)行靜態(tài)加載分析。表 1 給出了仿真計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果的對比，表明了仿真結(jié)果在工程意義上具有的可信度。 3 座椅靠背的行李沖擊強(qiáng)度仿真分析 GB15083-2006 《行李位移乘客防護(hù)裝置的試驗(yàn)方法》中規(guī)定采用滑車試驗(yàn)臺

5、進(jìn)行座椅的 行李沖擊試驗(yàn)。試驗(yàn)樣塊尺寸為 300mm× 300mm× 300mm ，棱邊倒角為 20mm ，質(zhì)量為 18kg 。 為了確定試驗(yàn)樣塊縱向安放位置，將其放置于行李艙的地板上，其前部與座椅靠背接觸， 然后沿平行于車輛的縱向中心線向后移動(dòng) 200mm 。此外， 車輛縱向中性面與試驗(yàn)樣塊內(nèi)側(cè) 邊緣的距離應(yīng)為 25mm ，以使兩試驗(yàn)樣塊之間有 50mm 的距離，如圖 3 所示。 圖 3 試驗(yàn)樣塊質(zhì)量及其布置 試驗(yàn)過程中及試驗(yàn)

6、后， 如果座椅以及閉鎖裝置仍保持原來位置， 則認(rèn)為滿足試驗(yàn)結(jié)果要求。 在試驗(yàn)期間允許座椅靠背及其緊固件變形，條件是試驗(yàn)靠背和頭枕部分的前輪廓不能向前 方超出一橫向垂面，此平面經(jīng)過座椅 R 點(diǎn)前方 150mm 處的點(diǎn) (對頭枕部分 )與座椅 R 點(diǎn)前方 100mm 處的點(diǎn) (對座椅靠背部分 )。 動(dòng)態(tài)仿真計(jì)算基于 LS-DYNA 3D 顯式有限元軟件定義靠背后表面和剛性試驗(yàn)樣塊之間的接 觸?？刂茣r(shí)間步長為 2.95 ×10-4ms ，計(jì)算總時(shí)間設(shè)為 120ms 。計(jì)算時(shí)不考慮靠背的焊點(diǎn)失 效問題，所以采用 Rigidbody 模擬焊點(diǎn)。試驗(yàn)樣塊定義為剛性

7、體，采用 20 號剛性材料和 solid 單元，有限元模型如圖 4 所示。 圖 4 行李沖擊試驗(yàn)有限元模型 閉鎖機(jī)構(gòu)通過與鎖支架螺栓連接固定到靠背上，車身上的鎖鉤與閉鎖機(jī)構(gòu)配合鎖止，實(shí)現(xiàn) 座椅靠背與車身的連接。由于閉鎖機(jī)構(gòu)內(nèi)部零件過于復(fù)雜，本文不對其進(jìn)行有限元建模和 分析，而將其簡化成梁單元，單元兩端與鎖支架和鎖鉤分別定義為剛性連接，通過計(jì)算獲 得閉鎖機(jī)構(gòu)的受力情況，可作為對閉鎖機(jī)構(gòu)本身所能承受的外力的要求。中支架和外支架 與車身通過

8、鉸鏈連接，用旋轉(zhuǎn)鉸模擬，釋放橫向轉(zhuǎn)動(dòng)。模型中忽略了行李艙地板和試驗(yàn)樣 塊之間的摩擦，按照法規(guī)要求給整個(gè)模型一個(gè)縱向  50km/h  的初速度，使鎖鉤和鉸鏈片施 加減速度模擬滑車減速。發(fā)生碰撞前，滑車帶著座椅以  50km/h  的初速度作減速運(yùn)動(dòng)，減 速度曲線如圖  5 所示，其中，實(shí)線圍成區(qū)域?yàn)?  GB15083-2006  要求的臺車減速度時(shí)間曲線 限定區(qū)域。

9、 圖 5 滑車減速度曲線 計(jì)算后得出，試驗(yàn)樣塊與靠背在 55.3ms 時(shí)刻發(fā)生碰撞，相對速度為 7.98m/s 以。從圖 的變形量與時(shí)間關(guān)系曲線可以看到，座椅的最大變形量出現(xiàn)在 88.4ms 時(shí)刻，碰撞過程中 頭枕以及靠背骨架都沒有超過座椅 R 點(diǎn)前方 100mm 處，變形圖如圖 7 所示。  6 圖 7 后排座椅沖

10、擊最大變形示意 圖 8 為碰撞過程中試驗(yàn)樣塊縱向加速度曲線，由于靠背有 25°的傾角，在碰撞開始時(shí)試驗(yàn) 樣塊棱倒角與靠背接觸， 碰撞過程中試驗(yàn)樣塊發(fā)生轉(zhuǎn)動(dòng)， 此時(shí)接觸力很小， 所以曲線在 70ms 前后出現(xiàn)波谷，使得靠背對試驗(yàn)樣塊的緩沖時(shí)間減短，試驗(yàn)樣塊加速度峰值較高。其后出 現(xiàn)的兩個(gè)細(xì)長波峰主要是碰撞過程中兩個(gè)試驗(yàn)樣塊自身接觸導(dǎo)致， 與靠背受到的沖擊無關(guān)。 圖 8 試驗(yàn)樣塊縱向加速度曲線 圖 9 為用于簡化模擬閉鎖

11、結(jié)構(gòu)的梁單元受力曲線， 從曲線上可以看出 60％一側(cè)的梁單元在 碰撞過程中由于要承受兩個(gè)試驗(yàn)樣塊的沖擊，需要吸收更多能量，導(dǎo)致受力遠(yuǎn)高于 40 ％一 側(cè)的梁單元。法規(guī)要求試驗(yàn)過程中鎖扣不允許脫落，這就要求閉鎖機(jī)構(gòu)至少承受 25kN 的 縱向力，考慮到仿真誤差，可以適當(dāng)提高閉鎖機(jī)構(gòu)的承受力要求。 圖 9 梁單元合力輸出曲線 4 輕量化改進(jìn)設(shè)計(jì)及仿真驗(yàn)證 從試驗(yàn)和 CAE 分析結(jié)果看． 無論是靜剛度還

12、是沖擊強(qiáng)度， 座椅靠背均有輕量化改進(jìn)設(shè)計(jì)的空間。本文采用尺寸優(yōu)化方法，根據(jù)座椅靠背剛度試驗(yàn)的條件和要求，確定由有限元模型 的加載條件和邊界條件組成的子工況進(jìn)行優(yōu)化分析。 40 ％和 60％靠背上尺寸優(yōu)化零件如圖 10 所示。 圖 10 40 ％和 60 ％靠背上尺寸優(yōu)化零件 設(shè)置尺寸優(yōu)化的設(shè)計(jì)目標(biāo)是質(zhì)量最輕：約束條件是施加載荷處的節(jié)點(diǎn)水平位移量小于 20mm ；設(shè)計(jì)變量是靠背骨架的梁和中支撐板厚度；設(shè)定原結(jié)構(gòu)各部件的厚度為初始厚度。

13、 按照座椅靠背剛度試驗(yàn)工況要求，確定邊界條件并對靠背內(nèi)部上沿施加 800N 的均布力。 目標(biāo)函數(shù)分別經(jīng)過 4 次和 7 次迭代后收斂， 各個(gè)厚度變量的迭代過程如圖 11 和圖 12 所示。 圖 11 40 ％靠背厚度變量迭代過程 圖 12 60 ％靠背厚度變量迭代過程 重新

14、設(shè)計(jì)梁骨架厚度，與原結(jié)構(gòu)粱骨架厚度進(jìn)行對比如表 2 所列。 優(yōu)化后座椅靠背骨架的質(zhì)量是 11.39kg ，比原結(jié)構(gòu)質(zhì)量 13.11kg 減輕了 13.1 ％。表 3 給出 了優(yōu)化后靠背剛度試驗(yàn)仿真分析結(jié)果，優(yōu)化結(jié)構(gòu)最大彈性變形為 17.64mm 。沒有超過 20mm 的標(biāo)準(zhǔn)； 最大塑性變形為 3.78mm ，也沒有超過 5mm 的企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)。由此證明， 優(yōu)化 結(jié)

15、構(gòu)仍然滿足座椅靠背靜剛度要求。 在輕量化結(jié)構(gòu)沖擊試驗(yàn)中． 座椅的最大變形量比原結(jié)構(gòu)增加了約 50mm ，最大變形點(diǎn)在 60 ％ 靠背上。雖然優(yōu)化后的 60 ％靠背強(qiáng)度有所下降，但碰撞過程中頭枕以及靠背骨架均未超過座椅 R 點(diǎn)前方 100mm 處，滿足《行李位移乘客防護(hù)裝置的試驗(yàn)方法》要求。梁單元的受 力情況基本不變。保證閉鎖機(jī)構(gòu)承受力仍為 25kN 。 如果僅從符合法規(guī)要求考慮． 即使考慮到 CAE 分析的誤差， 該座椅靠背也存在一定的輕量 化空間，本文結(jié)果可以作為設(shè)計(jì)參考。 5 結(jié)束語 采用有限元方法， 對某轎車后排座椅靠背的靜剛度和行李沖擊強(qiáng)度進(jìn)行了 CAE 分析。根據(jù) 仿真結(jié)果提出對閉鎖機(jī)構(gòu)承受力不低于 25kN 的要求，采用尺寸優(yōu)化方法尋求靠背骨架的 最佳厚度組合，并提出了靠背骨架厚度重新設(shè)計(jì)優(yōu)化方案。在質(zhì)量減輕 13％的情況下，仍 能滿足相應(yīng)法規(guī)要求，證明該座椅靠背存在進(jìn)一步減輕質(zhì)量的可能。