某轎車后排座椅骨架CAE分析及輕量化設(shè)計

1、某轎車后排座椅骨架 CAE分析及輕量化設(shè)計某轎車后排座椅骨架CAE 分析及輕量化設(shè)計作者：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)于行李沖擊強度的要求，以及企業(yè)的靠背剛度試驗標準的要求 (相對法規(guī)更嚴格 )。導(dǎo)致傳統(tǒng)方法設(shè)計開發(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、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)強度以及頭枕性

2、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)計的實際項目，依據(jù)企業(yè)關(guān)于座椅骨架靜剛度行李沖擊強度的安全性要求，基于計算機輔助分析手段對座椅骨架提出了優(yōu)化設(shè)計方案。2 座椅靠背的靜剛度試驗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背的靜剛度直接影響座椅的使用性能，設(shè)計要求當(dāng)一個人 “舒服的坐下 ”到后排座椅上時，靠背框架不應(yīng)產(chǎn)生不允許的永久變形。根據(jù)企業(yè)靠背剛度試驗標準，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，要求施力點在水平方向上的最

3、大變形和永久變形分別不超過 20mm 和 5mm 。圖 2 靠背剛度試驗示意根據(jù)試驗要求建立了該座椅靠背的 有限元分析模型，網(wǎng)格基準尺寸定義為 6mm shell 單元，共 44188 個節(jié)點， 42132 個單元， 838 個剮性單元。按照與試驗相同的情況進行靜態(tài)加載分析。表 1 給出了仿真計算結(jié)果和試驗結(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度仿真分析GB15083-2006 行李位移乘客防護裝置的試驗方法中規(guī)定采用滑車試驗臺進行座椅的行李沖擊試驗。試驗樣塊尺寸為300mm 300mm 300mm ，棱邊倒角為 20mm ，質(zhì)量為 18kg 。為了確定試

4、驗樣塊縱向安放位置，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 200mm 。此外，車輛縱向中性面與試驗樣塊內(nèi)側(cè)邊緣的距離應(yīng)為 25mm ，以使兩試驗樣塊之間有 50mm 的距離，如圖 3 所示。圖 3 試驗樣塊質(zhì)量及其布置試驗過程中及試驗后，如果座椅以及閉鎖裝置仍保持原來位置，則認為滿足試驗結(jié)果要求。在試驗期間允許座椅靠背及其緊固件變形，條件是試驗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 點前方150mm 處的點 (對頭枕部分 )與座椅 R 點前方100mm 處的點 (對座椅靠背部分 )。動態(tài)仿真計算基于 LS-DYNA 3D

5、 顯式有限元軟件定義靠背后表面和剛性試驗樣塊之間的接觸?？刂茣r間步長為 2.95 10-4ms ，計算總時間設(shè)為 120ms 。計算時不考慮靠背的焊點失效問題，所以采用 Rigidbody 模擬焊點。試驗樣塊定義為剛性體，采用 20 號剛性材料和 solid 單元，有限元模型如圖 4 所示。圖 4 行李沖擊試驗有限元模型閉鎖機構(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構(gòu)配合鎖止，實現(xiàn)座椅靠背與車身的連接。由于閉鎖機構(gòu)內(nèi)部零件過于復(fù)雜，本文不對其進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，通過計算獲得閉鎖機構(gòu)的受力情況，可作為對閉鎖機構(gòu)本身所

6、能承受的外力的要求。中支架和外支架與車身通過鉸鏈連接，用旋轉(zhuǎn)鉸模擬，釋放橫向轉(zhuǎn)動。模型中忽略了行李艙地板和試驗樣塊之間的摩擦，按照法規(guī)要求給整個模型一個縱向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的初速度作減速運動，減速度曲線如圖5 所示，其中，實線圍成區(qū)域為GB15083-2006要求的臺車減速度時間曲線限定區(qū)域。圖 5 滑車減速度曲線計算后得出，試驗樣塊與靠背在 55.3ms 時刻發(fā)生碰撞，相對速度為 7.98m/s 以。從圖 6 的變形量與時間關(guān)系曲線可以看到，座椅的最大變形量出現(xiàn)在 88.4ms 時刻，碰撞過程中頭枕以及靠背骨架

7、都沒有超過座椅 R 點前方 100mm 處，變形圖如圖 7 所示。圖 7 后排座椅沖擊最大變形示意圖 8 為碰撞過程中試驗樣塊縱向加速度曲線，由于靠背有 25的傾角，在碰撞開始時試驗樣塊棱倒角與靠背接觸，碰撞過程中試驗樣塊發(fā)生轉(zhuǎn)動，此時接觸力很小，所以曲線在 70ms 前后出現(xiàn)波谷，使得靠背對試驗樣塊的緩沖時間減短，試驗樣塊加速度峰值較高。其后出現(xiàn)的兩個細長波峰主要是碰撞過程中兩個試驗樣塊自身接觸導(dǎo)致，與靠背受到的沖擊無關(guān)。圖 8 試驗樣塊縱向加速度曲線圖 9 為用于簡化模擬閉鎖結(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試驗樣塊的沖擊，需要吸收更多能量，

8、導(dǎo)致受力遠高于 40一側(cè)的梁單元。法規(guī)要求試驗過程中鎖扣不允許脫落，這就要求閉鎖機構(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 輕量化改進設(shè)計及仿真驗證從試驗和 CAE 分析結(jié)果看 無論是靜剛度還是沖擊強度，座椅靠背均有輕量化改進設(shè)計的空間。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)計目標是質(zhì)量最輕：約束條件是施加載荷處的節(jié)點水平位移量小于20m

9、m ；設(shè)計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。按照座椅靠背剛度試驗工況要求，確定邊界條件并對靠背內(nèi)部上沿施加 800N 的均布力。目標函數(shù)分別經(jīng)過 4 次和 7 次迭代后收斂，各個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設(shè)計梁骨架厚度，與原結(jié)構(gòu)粱骨架厚度進行對比如表 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 的標準；最大塑性變形為 3.78mm ，也沒有超過 5mm 的企業(yè)標準。由此證明，優(yōu)化結(jié)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 ，最大變形點在 60靠背上。雖然優(yōu)化后的 60靠背強度有所下降，但碰撞過程中頭枕以及靠背骨架均未超過座椅R 點前方 100mm 處，滿足行李位移乘客防護裝置的試驗方法要求。梁單元的受力情況基本不變。保證閉鎖機構(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)計參考。5 結(jié)