1、某轎車后排座椅骨架 CAE分析及輕量化設計某轎車后排座椅骨架CAE 分析及輕量化設計作者：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。為適應座椅安全性要求的提高，例如 GB15083-2006 中關于行李沖擊強度的要求，以及企業的靠背剛度試驗標準的要求 (相對法規更嚴格 )。導致傳統方法設計開發的座椅質量和成本增加。關于汽車座椅系統的安全性，國外學者開展了許多研究，其中包括碰撞過程中座椅系統對乘員承受能量的分散作用、新型材料和新加工成型技術的應用對座椅性能的影響，以及質量、成本的節約問題；而國內主要研究了座椅骨架的結構強度以及頭枕性

2、能等安全性方面的問題。本文結合某企業轎車后排座椅輕量化設計的實際項目，依據企業關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化設計方案。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構，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，設計要求當一個人 “舒服的坐下 ”到后排座椅上時，靠背框架不應產生不允許的永久變形。根據企業靠背剛度試驗標準，在靠背的內部上沿(分開部分 )即圖 2 的加載區處，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試驗要求建立了該座椅靠背的 有限元分析模型，網格基準尺寸定義為 6mm shell 單元，共 44188 個節點， 42132 個單元， 838 個剮性單元。按照與試驗相同的情況進行靜態加載分析。表 1 給出了仿真計算結果和試驗結果的對比，表明了仿真結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側邊緣的距離應為 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。控制時間步長為 2.95 10-4ms ，計算總時間設為 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配合鎖止，實現座椅靠背與車身的連接。由于閉鎖機構內部零件過于復雜，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的受力情況，可作為對閉鎖機構本身所

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，用旋轉鉸模擬，釋放橫向轉動。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，實線圍成區域為GB15083-2006要求的臺車減速度時間曲線限定區域。圖 5 滑車減速度曲線計算后得出，試驗樣塊與靠背在 55.3ms 時刻發生碰撞，相對速度為 7.98m/s 以。從圖 6 的變形量與時間關系曲線可以看到，座椅的最大變形量出現在 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生轉動，此時接觸力很小，所以曲線在 70ms 前后出現波谷，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致，與靠背受到的沖擊無關。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構的梁單元受力曲線，從曲線上可以看出 60一側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、導致受力遠高于 40一側的梁單元。法規要求試驗過程中鎖扣不允許脫落，這就要求閉鎖機構至少承受 25kN 的縱向力，考慮到仿真誤差，可以適當提高閉鎖機構的承受力要求。圖 9 梁單元合力輸出曲線4 輕量化改進設計及仿真驗證從試驗和 CAE 分析結果看 無論是靜剛度還是沖擊強度，座椅靠背均有輕量化改進設計的空間。本文采用尺寸優化方法，根據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化分析。 40和 60靠背上尺寸優化零件如圖 10 所示。圖 10 40 和 60 靠背上尺寸優化零件設置尺寸優化的設計目標是質量最輕：約束條件是施加載荷處的節點水平位移量小于20m

9、m ；設計變量是靠背骨架的梁和中支撐板厚度；設定原結構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部上沿施加 800N 的均布力。目標函數分別經過 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計梁骨架厚度，與原結構粱骨架厚度進行對比如表 2 所列。優化后座椅靠背骨架的質量是 11.39kg ，比原結構質量 13.11kg 減輕了 13.1 。表 3 給出了優化后靠背剛度試驗仿真分析結果，優化結構最大彈性變形為 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 的企業標準。由此證明，優化結構仍然滿足座椅靠背靜剛度要求。在輕量化結構沖擊試驗中座椅的最大變形量比原結構增加了約 50mm ，最大變形點在 60靠背上。雖然優化后的 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。保證閉鎖機構承受力仍為 25kN 。如果僅從符合法規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，本文結果可以作為設計參考。5 結