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基于ANSYS的汽车座椅静强度结及构优化

时间:2016-08-08 11:08来源:未知 作者:admin 点击:
本设计消化吸收了有限元软件Hypermesh和ABAQUS,掌握了应用以上两种软件建立座椅骨架静强度有限元分析的一般方法,为后面的工作打下了基础。

基于ANSYS的汽车座椅静强度结及构优化

 

摘要:在我国,随着家庭轿车越来越多地走进人们的生活,汽车的舒适性和安全性开始得到越来越多的关注。汽车座椅作为汽车中与人直接接触的部件,其舒适性和安全性研究也开始受到汽车用户和生产制造厂商的重视。

座椅的安全性主要包括静强度特性和动强度特性两方面。座椅静强度特性主要指座椅在静载荷下座椅骨架的强度特性和座椅头枕后移量及头枕静强度。座椅动强度特性是指座椅在冲击载荷的作用下座椅系统吸收碰撞能量、减少乘员伤害的能力。本文主要针对座椅的静强度特性,采用有限元模拟的方法,应用UGHypermeshABAQUSCADCAE软件,建立了座椅结构的有限元模型,参照国家标准,对某国产轿车座椅的静强度特性进行了仿真分析,并得到了试验验证。

本设计消化吸收了有限元软件HypermeshABAQUS,掌握了应用以上两种软件建立座椅骨架静强度有限元分析的一般方法,为后面的工作打下了基础。

通过试验与仿真分析的对比,验证了本文建立座椅静强度有限元分析模型和简化模型的方法是可行的,对座椅结构的各种联接方式的模拟也是有效的,可以成为座椅结构设计可靠的辅助方法,能够有效地缩短产品开发周期,节约设计成本。

讨论了试验与仿真结果误差的产生原因,为校正仿真模型,更好地改进试验提供了参考。

对座椅靠背骨架结构进行了优化,通过仿真分析验证了方案的可行性。优化结构与原结构相比,加工工艺更简单,具有更好的经济性。

 

关键词:汽车座椅;有限元法;安全性;静强度;结构优化

 

1         绪论

汽车座椅属于汽车的基本装置,在汽车中它将人体和车身联系在一起,是汽车的重要安全部件,伴随汽车的诞生而出现。1886年德国人戴姆勒制成了最早的汽车座椅,其座垫是以棉花等软填料作为芯子,靠背是用木板和木条围成。一百多年来,随着汽车的发展和人们要求的不断提高,汽车座椅已不是单纯满足乘坐和美观需要的车身部件,而是关系到汽车的乘坐舒适性和安全性,集人机工程学、机械振动、控制工程等为一体的系统工程产品。

1.1        汽车座椅的结构和分类

汽车座椅一般由头枕、靠背、调节装置、座垫和座椅连接件组成,如图11所示:

              1-1 汽车座椅的结构

汽车座椅骨架是汽车座椅的基础结构,可分为靠背骨架和座垫骨架两部分。座椅骨架常用轧制型材(钢管、角钢)制成或用钢板冲压焊接而成,并用螺钉直接固定或通过座椅调节机构固定在车身上。座椅调节装置、靠背倾斜角调节装置、限位装置等是与座椅相关的一些机械装置。其中座椅调节装置是安装在座垫骨架和地板之间,调节座椅与地板的前后和上下位置的机械装置。靠背倾斜角调节装置安装在座垫骨架和靠背骨架之间,用来调节座椅靠背角度的机械装置。

座椅的分类方法很多,按功用可分为:驾驶员座椅、乘员座椅、儿童安全座椅;按形状可分为:分离式、戽斗式、半分离式、长凳式;按性能可分为:固定式、可拆式、调节式;按乘坐人数可分为:单人、双人、多人等。

1.2        汽车座椅的性能

在现代汽车中,座椅的主要作用是:

1.为驾驶员定位,保证驾驶员对汽车系统的控制和视野等;

2.在重要的人体结构点上支撑人体,使乘客在汽车行驶中保持平稳;

3.为乘客提供安全舒适的环境,减少路面激励对乘员的影响;

可见,汽车座椅对汽车的行驶平顺性、乘坐舒适性、安全性有很大影响,

汽车座椅设计越来越受到人们的重视。

1.2.1        汽车座椅的舒适性

汽车乘坐的舒适性是汽车开发的重要课题之一,座椅的舒适性是汽车乘坐舒适性重要组成部分,包括动态舒适性、静态舒适性和活动舒适性。

座椅的动态舒适性(平顺性)是指其对传给人体的振动和冲击所能起到的缓冲及减振能力;

静态舒适性是指座椅在静止状态下提供给人体的舒适特性,主要与座椅尺寸参数、表面质量、调节特性等有关;

活动舒适性是驾驶员和乘员在车内正常活动(如操纵方向盘)的舒适程度,主要与座椅和车内其他部件的布置有关。

一、汽车座椅的静态舒适性

人体工程学是根据人体解剖学、生理学和心理学等特征,了解并掌握人的活动能力和其极限,使生产器具、生活用具、工作环境等和人体功能相适应的科学。座椅静态舒适性是人体工程学在座椅设计中的具体应用,通过人体舒适坐姿、合理的体压分布、人体测量基本数据和视觉美学等使座椅的设计满足人的生理和心理要求,为乘员提供舒适、安全的驾驶和乘车条件。

二、汽车座椅的动态舒适性

来自路面的振动(或激励)通过轮胎、汽车悬架和座椅三个减振环节传递到人体,每一部分的传递特性都影响乘员的舒适程度。与轮胎和悬架相比,改变座椅动态参数对汽车的其他使用性能没有影响,而且制造方便易行,周期短、见效快。因此,研究和改善座椅动态性能对于提高汽车乘坐舒适性有着十分重要的意义。座椅的振动特性参数有两个:一个是刚度,它决定座椅的共振频率;另一个是阻尼系数,它决定座椅的振动衰减特性。

汽车座椅的动态舒适性还与人体的振动特性密切相关。振动对人体的直接影响涉及躯干和身体局部的生物动态反映行为、生理反应、性能减退和敏感度障碍,如晕车等不良症状。在汽车和座椅动态舒适性设计时,应尽量避开人体较为敏感的振动区域。

客观的生理学因素、主观的心理学因素和评价者的差异都将影响对座椅舒适性的评价。人体对振动的反应可分为振动输入人体后引起的人体各部位的振动响应和由于人体的振动响应而引起的生理反映两个过程。前者对应着客观物理评价,后者对应着主观感受评价。两者结合起来可以量化人体的动态舒适性。

1.2.2        汽车座椅的安全性

座椅的安全性是指汽车座椅能有效地防止汽车事故的发生,并在事故发生时能最大限度地减轻对驾驶员及乘员造成伤害的能力。根据座椅在碰撞事故发生时和发生后对减轻乘员伤害程度的不同作用,可以将座椅的安全性分为主动安全性和被动安全性两个方面。

一、座椅的主动安全性

座椅的主动安全性是指座椅能够有效防止事故发生的能力。座椅系统的设计和布置直接影响驾驶员视野的好坏、汽车操纵是否稳定以及其他控制系统功能的发挥程度,从而影响汽车的安全性能。驾驶员的视线是从其眼点发出的,不同驾驶员眼点的共同基点是驾驶员座椅。即使是完全相同的车身结构,也会因座椅的不同布置方式,使其视野有很大差别。因此,驾驶员座椅的布置也是保证良好视野的重要环节。同样,由于座椅是车身直接与人接触的部件,它在承受人体重量的同时,也可以帮助驾驶员保持良好的坐姿,使驾驶员能够方便、稳定地操纵汽车。另外,舒适的座椅也可以为驾驶员提供一个良好的工作环境,使其心情愉快、精力集中,从而有效地防止交通事故的发生,提高汽车的主动安全性。

二、座椅的被动安全性

在各种事故中,座椅作为减少损伤的安全部件起重要的保护作用。一方面,在事故中座椅要保证使乘员处在自身的生存空间之内,防止其他乘员或货物进入到这个空间;另一方面,它要使乘员在事故发生过程中保持一定的姿态,使约束系统中的其他部件(如安全带、气囊)能充分发挥其保护效能。汽车碰撞事故的碰撞形式大致可分为几种:正面碰撞、侧面碰撞、后面碰撞和翻滚。为了保证乘员的安全,在各种碰撞事故中避免因座椅的破坏而产生安全事故,座椅的设计必须要考虑座椅骨架、靠背、滑轨和安全带固定装置的强度和它们之间的连接强度。在正面碰撞事故中,对乘员起到主要保护作用的部件是安全带。它能将乘员“束缚”在座椅上,使乘员的头部、胸部不至于向前撞击到方向盘、仪表板及挡风玻璃上,避免乘员在车内发生二次碰撞。然而如果座椅底部与汽车地板连接强度不够,安全带就会失去其保护作用,乘员在自身惯性力的作用下与前面物品碰撞,从而引起伤害。同时,当乘员在安全带的约束力作用下向后反弹时,座椅靠背的力学特性也是影响乘员损伤指标的重要因素之一。

此外,当后排乘员没有受到约束,前排座椅靠背强度不足,后排乘员由于惯性会击溃前排座椅,伤害前排乘员。同时,如果前排座椅强度太高,又会在后排乘员在与之碰撞时伤害后排乘员。座椅的乘坐轮廓设计不当,在汽车正面碰撞时会使乘员沿座椅下滑,使腰部安全带移到肋骨以上(即“下潜”现象),也会使安全带失效。与正面碰撞事故相比,追尾事故对乘员的伤害程度要小一些。但追尾事故中经常发生的乘员颈部的损伤所造成的经济损失和社会负担非常巨大。大量研究表明,在追尾事故中,座椅头枕对乘员颈部的保护起到关键作用。在碰撞过程中,由于靠背的冲击胸部会产生向前的加速运动,而头部刚好相反。此时脊柱呈s形,并从胸部传递剪力给头部,这个剪力对上部颈部脊骨的危险很大。为减小剪切力以及颈部脊椎骨的变形,必须保证头部与头枕之间的初始距离保持在最小。头枕设计过低或与靠背的相对位置设计不当,都会引起胸部与头部的加速度差。另外,如果座椅靠背强度不足,就会产生靠背断裂及坍塌现象,使乘员抛向后排座椅或车身后部,也会造成乘员头部和颈部损伤,并伤及后排乘员。头枕的可调节性和头枕的形状对颈部的保护都有非常重要的作用。现在很多高级轿车的座椅已经开始使用可调式座椅头枕,以减小碰撞事故对人颈椎的伤害。

对于整车结构来说,侧面是整车中强度较薄弱的部位,特别对于轿车而言,由于其侧面是车门,强度更加薄弱。在轿车的侧部,能够吸收碰撞能量的缓冲区很小,没有足够的空间发生变形吸收能量,而且被撞部位与乘员较近,因此侧面碰撞很容易对乘员产生伤害。座椅作为侧面碰撞中重要的吸能部件,对整车的侧面碰撞安全性有非常大的影响。在加强座椅结构本身吸能性的同时,人们开始研究把安全气囊安装在座椅靠背侧面(如图12所示),为乘员提供安全保护。这种带有安全气囊的座椅已经开始应用在各种高档轿车中。

 
 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


 1-2:带侧碰气囊的座椅

 

 

1.3     车座椅被动安全性研究方法和现状

1.3.1    汽车座椅被动安全性研究方法

座椅安全性的研究方法主要可以分为两个方面:试验模拟研究和计算机仿真分析。试验模拟研究是人们较早采用、发展比较成熟的一种研究方法。座椅安全性试验主要有座椅静强度特性试验、整车碰撞试验和台车试验,主要通过使用各种专用设备,应用不同测量方法来模拟不同的实际工况。目前,有关座椅的各种试验发展比较成熟,各种专用的座椅试验台已经广泛应用到实际当中,在座椅的设计和改进中起到重要的作用。20世纪六、七十年代,随着电子计算机技术的发展,座椅设计进入了一个新的时期。在早期,计算机辅助设计只应用在绘制二维图纸和三维建模领域。进入八十年代后,有限元方法日臻成熟,计算机辅助分析的方法开始更加广泛地应用到汽车设计的各个领域,成为汽车设计不可缺少的辅助手段,座椅设计也不例外。与试验研究相比,这种计算机模拟方法的优点是:

1.可在新产品生产前,在其最初的设计阶段对产品的各种性能进行评估。大大降低了开发成本,缩短了开发周期。

2.可避免由于制造和装配误差对试验产生的影响,使结果更具参考价值。

3.具有可重复性,信息量大,方便快捷等。

汽车座椅作为一个受力结构必须有足够的强度以保证其疲劳寿命和乘员安全,必须有足够的刚度以保证其装配和使用要求。有限元方法能够帮助我们对座椅的安全性进行仿真分析,指导座椅的设计。座椅的安全性设计包含动态性能和静态性能两个方面。目前,在座椅设计中应用较为广泛的有限元分析软件有美国MSC公司开发的MSC.PATRANMSC.NASTRANANSYS等系列软件,美国Altair公司的Hyper系列软件,以及美国ABAQUS、法国ESI公司的Pam-Crash等软件。

应该强调的是,尽管应用有限元分析的方法可以节约设计成本、缩短产品上市周期,但模拟计算不能代替试验研究。在设计阶段进行模拟计算得到的结果是对座椅结构和某些零件性能的预先评估,对产品的设计和开发过程中具有指导意义。但只有最终的产品试验才能真实地反映座椅结构的性能。

而且用于计算的模型中很多的数据都是从试验中的获得的,模型的正确性也

需要试验来验证,只有通过试验验证的模型才是可行的、可靠的。因此,计算机模拟方法和试验研究是相辅相成,缺一不可的。

1.3.2    汽车座椅被动安全性研究现状

国外的座椅研究是伴随着汽车的诞生而开始的,经历了百余年的历史,发展非常成熟,与座椅相关的安全标准和法规已经非常完善。早在20世纪60年代,国外许多国家已经制定了国家或行业内关于保证汽车座椅安全性能的各种法规和标准,如美国强制实行的联邦机动车安全法规(FMVSS)和工商设备制造协会(BIFMA)的非强制性法规等,并且研制出多种专用试验设备。我国的座椅安全性法规标准就是参考国外的法规制定而成。在国外,人们投入大量的精力

设计研究各种结构的汽车座椅,以提高其安全性。20世纪90年代出现的整体约束式座椅(Integrated Restraint Seat)如图13所示,安全带的三个固定点都安装在座椅骨架上,座椅不仅要承受碰撞过程中安全带的所有载荷,而且能够把载荷由座椅骨架传递到地板上,能够有效降低碰撞过程中头部伤害指标HIC值、安全带的拉力和胸部的加速度,但同时座椅的位移也相对增加。

                      1-3整体约束式汽车座椅

 

目前国外的座椅研究不仅局限于驾驶员和普通乘员的保护,早在20世纪七十年代末、八十年代初已经开始涉及儿童和特殊乘员的保护,儿童安全座椅的研究渐渐成为国外汽车座椅安全性研究的一个热点。

同时,随着现代汽车设计对安全、环保和节能的追求,在国外,在保证汽车座椅安全性的基础上,座椅结构设计也开始向轻量化、低成本的方向发展,越来越多的新制造技术和轻质材料开始广泛应用与现代汽车座椅设计。

比较国外汽车座椅的研究状况,由于我国的汽车工业起步较晚,座椅的设计研究工作也比较落后。从严格意义上讲,我国的座椅研究是从20世纪图13整体约束式汽车座椅八十年代开始的。经历了近20年的发展,目前国内已经有很多座椅生产厂家,可以为国内生产的很多车型配套。借助合资的优势,国内的许多座椅生产厂家掌握了部分座椅的设计和生产技术,但主要技术仍依靠国外力量,自主设计仍停在留在起步的阶段。

造成我国汽车座椅设计落后的原因是多方面的。落后的设计方法是阻碍我国座椅设计发展的一个重要因素。目前国内许多的座椅生产厂还在继续沿用传统的串连生产方式,也就是设计——样件加工——试验——改进设计的单一循环。致使设计成本高,开发周期长。一旦出现产品质量不合格的情况,通常采取盲目的加大管径、壁厚或板厚的办法,而不是从整体结构优化的角度来修改设计。这种做法虽然能使座椅薄弱部分的性能有所改变,但往往会使座椅强度和刚度裕量偏大,造成不必要的材料浪费,无形中提高了产品的成本。

设计方法的落后不仅体现在设计和生产流程上,还反映在座椅设计的辅助手段上。目前仍有很多座椅设计和生产厂家不具备高水准的技术力量使用计算机辅助设计和辅助分析的方法辅助设计座椅,只能沿用传统的设计方法和流程,阻碍了座椅设计的发展。

另外,我国座椅生产厂家对座椅安全性没有足够的重视也是导致座椅安全性设计发展缓慢的一个重要因素。我国许多座椅生产厂对安全性的认识还只是停留在国家法规要求上。我国的座椅安全性标准虽然是参考国外座椅标准制定的,但内容相对简单,要求也偏低。以座椅总成强度为例,我国标准中要求座椅总成能承受20倍总成重力的载荷,德国标准中则要求其能够承受60倍重力的载荷。在我国,人们对影响座椅安全性的因素没有全面的了解,只能根据试验中出现的问题,参考国外类似座椅的设计进行改进。综上所述,与国外相比,我国的座椅安全性研究仍处于起步阶段,急需大量的技术力量的投入,研究开发适合我国生产现状的座椅安全性研究方法。

1.4     本课题的研究意义和内容

本文是结合国产某轿车座椅改型项目的课题展开的。改型座椅在原座椅的基础上,使用了新型的调角器和滑脚零件。其目的是通过我们根据GB150831994GB115501995的法规要求对国产某轿车座椅进行静强度仿真分析,检验改进后的座椅总成是否满足法规要求,并根据仿真分析结果对座椅进一步优化座椅结构。

课题以微机为硬件平台,应用PRO/E建立座椅CAD模型,应用美国Altair

公司的Hypermesh软件和美国ABAQUS公司的ABAQUS/standard作为前处理、计算和后处理软件。

文章的内容可以归纳为以下几个方面:

第一,在阅读大量文献的基础上,对座椅各方面的性能要求做了简要介绍,主要介绍了座椅被动安全性的研究内容和研究方法,以及目前国内座椅被动安全性的研究现状。

第二,根据法规要求进行座椅静强度试验,检验座椅是否满足法规要求,并从中采集一些数据用来检验有限元模型。

第三,建立该轿车座椅的几何模型,并根据本课题的研究内容选取合适的单元类型、约束和加载方式建立该轿车座椅的有限元模型。

第四,参考我国对座椅系统强度的法规要求,用有限元分析的方法对座椅的静态强度、头枕后移量和头枕静强度进行模拟分析,并根据试验测量结果修改模型。

第五,针对座椅结构上的一些不足,借助仿真分析,优化座椅部分结构并进行分析对比。

第六,全文总结。

2         座椅系统静强度特性试验研究

试验是座椅系统静强度特性研究的主要方法,不仅可以用来检验座椅结构的静强度特性,还可以检验有限元模型及仿真分析的正确性,为校正仿真模型提供参考。本章参照国家标准GB150831994GB115501995GB141671993中的有关规定,制定了汽车座椅和头枕的静强度试验方案,对国产某轿车汽车座椅进行了强度试验。

2.1     座椅系统静强度法规

2.1.1    座椅总成静强度标准

汽车座椅的静强度是指座椅承受静态载荷的能力,它是对座椅结构提出的基本强度要求。作为联系人——车的一个重要部件,座椅承受着复杂的载荷。一方面,由于路面的凸凹不平,汽车行驶时车体产生的随机振动对汽车座椅产生随机动载荷;另一方面,汽车行驶中要经历起步、加速、制动等复杂工况,汽车座椅因此承受着很大的冲击载荷。由于在试验室中很难再现这些复杂工况,研究人员将各种工况的极限情况折算为等效的静态载荷,作为评定座椅承载性能的标准

一、国外座椅总成静强度标准

美国是最早研究汽车被动安全性的国家。迄今为止,在联邦机动车安全法规(FMVSS)中,有关被动安全的法规有26项,其中与座椅相关的法规有两项,分别为FMVSS207座椅系统标准和FMVSS202头部约束标准。对于座椅总成静强度,FMVSS 207中规定:在座椅总成质心处水平向前、向后对其施加20倍座椅总质量的载荷时,座椅应能承受以上载荷。

欧洲从20世纪60年代后期开始制定被动安全性法规(ECE)。ECE法规是参照美国法规并根据欧洲人自身的特点加以修正,也是目前世界上比较完善的被动安全法规体系。在ECE法规中,除ECER17(汽车座椅、头枕和固定装置规定)外,还有一些关于客车座椅系统ECER80等与汽车座椅相关法规。

二、我国座椅总成静强度标准

对于座椅总成,GB150831994中规定:

通过座椅质心(如图21),分别沿水平向前和向后各施加相当于座椅总称重力20倍的力,座椅总成与车身本体不得分离。对于可调式座椅,调节装置在试验中能使座椅保持原调节位置,在试验后允许失去调节能力。

2.1.2    座椅靠背静强度标准

对于座椅靠背,在FMVSS207中规定:当对座椅靠背施加372Nm的载荷;座椅应能承受以上载荷。

ECER17中规定:

对座椅靠背施加530Nm的载荷;座椅应能承受以上载荷;试验后及试验中,座椅骨架、座椅固定点及位移系统、调节系统或锁止系统不得失效。

在我国标准GB150831994中规定:

当座椅总成承受一个相对于座椅R点为373Nm力矩的力时(如图22所示),座椅骨架不应损坏并且座椅总成与车身本体不应分离。对于可调式座椅,调节装置在试验中应能保持原调节位置,在试验后允许失去调节能力。

文本框:  文本框:   













2-1:座椅总成静强度法规规定加载示意图图2-2:座椅靠背静强度法规规定加载示意图

 

 

2.1.3    座椅头枕后移量标准

座椅头枕是汽车座椅重要的安全部件,因此各国对座椅总成强度制定相关法规的同时,对座椅头枕的后移量和静强度做了单独详细的规定。

对于座椅头枕后移量,FMVSS202中规定:头枕在承受相对于座椅参考点R点,大小为372Nm的力矩时,头枕的最大后移量不应超过102mm

ECER25中规定:对座椅头枕施加相对于座椅参考点R点,大小为373Nm的力矩的同时,座椅的靠背也应同时承受相对于座椅参考点R点,大小为373Nm的力矩,此时座椅头枕的后移量不应超过102 mm

我国GB 115501995中规定:用假背对座椅加载,使得绕H点的后翻力矩为373Nm,在此基础上,头枕在承受相对于座椅参考点R点,大小为372Nm的力矩时,头枕的最大后移量不应超过102mm,如图23所示。

2-3:头枕后移量加载示意图

2.1.4        座椅头枕静强度标准

对于头枕静强度,FMVSS202中规定:座椅头枕应能承受890N的载荷,允许座椅或座椅靠背损坏。

ECER25中规定:座椅靠背在承受373Nm的力矩的基础上,头枕应能承受890N的载荷,允许座椅或座椅靠背损坏。

我国GB 115501995中规定:

座椅头枕应能承受890N的载荷,允许座椅或座椅靠背损坏。

2.2        座椅骨架静强度试验

2.2.1        试验原理

座椅结构静强度试验的主要目的是测取座椅结构在各种静载下的应力分布,找出强度较薄弱的部位。本文使用的测量方法主要是非电物理量的电测法测量。非电量电测法是一种将被测非电物理量(如位移、加速度、应变等)变换成电量(如电阻和电流等),然后用电测量仪器对此电量进行测量的方法,优点是测量精度高,价格低,信息便于采集、传输和处理。试验中,采用电阻应变测量技术测量座椅结构的局部应力。

应变的电测法的测量系统主要由电阻应变片、电阻应变仪和记录器三部分组成。由电阻应变片将被测构件的应变转换为电阻的变化,电阻应变仪将此电阻变化转换为应变读数和转换为电压(或电流)的变化,然后用记录器记录下来,经过换算得到应变值。

电阻应变片是应变片电测法中使用的应变转换元件,主要由电阻丝栅、图25应变片的连接基底和引出线三部分组成,常用的有丝绕式(如图24a)和金属箔式(如图24b所示)。

24电阻应变片的结构

测量构件上某一点沿某一方向的应变时,在测件未受力时将应变片用特制的胶水贴在测点上,使应变片的长度l沿指定方向。当构件受力时,应变片随构件粘贴处的材料一起经受变形。应变片的电阻由原来的R值改变为R+△R。从试验知,电阻变化率△R/R与测点指定方向的应变成正比,

即(21)式中K为应变片灵敏系数,对于选定的应变片是一个常量,由生产厂家标定给出。在试验中通过使用电阻应变仪,将应变片的电阻变化率加以放大并直接转换为应变值。

2.2.2    测点的选择

由于本次试验的主要目的是检验座椅骨架静强度和为校正仿真分析模型提供参考,因此测量点的选择主要从以下两个方面考虑:

1.结构关键点

关键点主要包括重要的连接部件上的点(如调角器和靠背总成连接部位、座椅滑脚处)和在仿真分析中应力较大的点。

2.便于测量

在座椅静强度试验中我们主要采取常温指压的方法固定应变片,应变片固定后要固定连接导线(如图25所示)。由于应变片和应变片上的焊接点都十分敏感,所以在选择测量点时应定要便于布置。

另外,由于影响试验结果的未知因素较多,所以在选择测点时应尽量在允许的情况下多选择一些,如在本次试验中我们选择了很多对称的测量点。同时为了能够更好地为校正模型提供参考,可以在测量关键点的基础上,适当地选择一些应力不大,但较好测量的点进行测量。

一、座椅总成静强度试验测点的选择

在座椅总成静强度试验中我们考察的主要是座椅各部件之间的连接情况,测点的位置如图26所示。

 

2-6:座椅总成静强度测点分析

21座椅总成静强度试验测点位置

编号

部件名称及测点位置

1

调角器总成内连接板(左)距上边缘9mm,距后边缘7mm

2

调角器总成内连接板(右)距上边缘9mm,距后边缘7mm

3

调角器总成内连接板(左)距上边缘7mm,距前边缘6mm

4

调角器总成内连接板(右)距上边缘7mm,距前边缘6mm

5

侧连接板内板(左)距后连接孔中心36mm,距下边缘26mm

6

侧连接板内板(右)距后连接孔中心36mm,距下边缘26mm

7

调角器总成外连接板(左)距前连接孔中心18mm,距调角器下边缘24mm

8

调角器总成外连接板(右)距前连接孔中心18mm,距调角器下边缘24mm

9

锁柄(左)距上边缘18mm,距锁柄与横管连接孔42mm

10

锁柄(右)距上边缘18mm,距锁柄与横管连接孔42mm

11

侧连接板内板(左)距上边缘14mm,距前安装孔中心39mm

12

侧连接板内板(右)距上边缘14mm,距前安装孔中心39mm

13

盆型底座距下边缘(左)20mm,距后边缘24mm

14

盆型底座距下边缘(右)20mm,距后边缘24mm

15

盆型底座距下边缘(左)16mm,距左边缘10mm

16

盆型底座距下边缘(右)16mm,距右边缘10mm

17

管框管框中心

二、座椅靠背静强度测点的选择

座椅靠背静强度试验主要考察的是座椅靠背在承受规定载荷作用时,座

椅各部件之间的连接强度、座椅与地板之间的连接强度以及座椅结构件的强

度。所以在试验时我们主要测量点如图27所示。

 


 

 

22座椅靠背静强度试验测点位置

编号

部件名称测点位置

1

侧框(左)距后边缘18mm,距侧框长方孔下边6mm

2

侧框(右)距后边缘18mm,距侧框长方孔下边6mm

3

调角器总成内连接板(左)距上边缘9mm,距后边缘7mm

4

调角器总成内连接板(右)距上边缘9mm,距后边缘7mm

5

调角器总成内连接板(左)距上边缘7mm,距前边缘6mm

6

调角器总成内连接板(右)距上边缘7mm,距前边缘6mm

7

调角器总成外连接板(左)距前连接孔中心18mm,距调角器下边缘24mm

8

调角器总成外连接板(右)距前连接孔中心18mm,距调角器下边缘24mm

9

锁柄(左)距上边缘18mm,距锁柄与横管连接孔42mm

10

锁柄(右)距上边缘18mm,距锁柄与横管连接孔42mm

11

侧连接板内板(左)距上边缘14mm,距前安装孔中心39mm

12

侧连接板内板(右)距上边缘14mm,距前安装孔中心39mm

13

盆型底座距下边缘(左)20mm,距后边缘24mm

14

盆型底座距下边缘(右)20mm,距后边缘24mm

15

盆型底座距下边缘(左)16mm,距左边缘10mm

16

盆型底座距下边缘(右)16mm,距右边缘10mm

 


2.2.3    试验内容

一、试验仪器和设备

23座椅静强度试验仪器和设备

编号

仪器名称型号生产厂商

1

动态电阻应变仪YD8型华东电子仪器厂

2

磁带数据记录仪MR30C日本

3

电阻应变片(花)BE1204CB11

BE120AA11

陕西中原电测仪器厂

4

接线段子DTA2G1陕西中原电测仪器厂

5

电桥盒TEAC日本

6

绝缘电阻表ZC254型南京金川电表制造有限公司

7

摇表

8

万用表

9

磁带90分钟日本TDK

10

试验台BURKE PORTER美国宝克机械制造有限公司

11

 

双通道傅立叶变换数据分析仪日本

该轿车驾驶员座椅骨架是由薄壁板件及薄壁杆件组成的复杂结构,在各部件上节点所受应力十分复杂,

因此在测试过程中较难确定主应力方向的部位选用三轴成45o的应变花贴片。另外由于座椅部件中经常会出现突台和凹槽结构,给应变片的粘贴带来了不便,

在这些测点上采用小标距的应变片。试验中所采用的应变片都自带温度补偿,试验相对简单,数据更为准确。

2.2.4    试验方法

试验中具体的工作流程如下:

1.应变片的检查与筛选

检查应变片的敏感栅有无锈斑,基底、盖层有无破损,引线是否牢固等。测量应变片的阻值,检查是否有断路、短路情况,并按阻值进行分选,以保证使用同一温度补偿片的一组应变片阻值差不超过0.1欧姆。

2.贴片

2-9:贴片流程

3.固化已连接好导线的应变片,在正式使用前进行质量检查检查应变片是否粘接良好、粘贴方向是否正确、有无短路或断路、绝缘电阻阻值是否大于50MΩ。

4.减小机械滞后的影响在恒定温度下,对安装有应变片的试件加载和卸载,以试件的机械应变为横坐标,应变片的指示应变为纵坐标绘成曲线,如图210所示,加载和卸载曲线不重合,这种现象称为机械滞后。这种现象总是存在的,

它是由于敏感栅、基底和粘接剂在承受机械应变时产生残余变形所造成的。为了减小机械滞后量,在正式测量前应预先加、卸载若干次。最后,为了避免外电场、

磁场等的干扰,应将接至应变仪的屏蔽线都束成一股,绑定在一起最好。

 

 

210应变片的应力滞后

 

2.3     头枕后移量和头枕静强度试验

一、试验原理

座椅后移量试验是在专用的试验台上进行,通过假头型和假背对座椅头枕和靠背同时加载。在假头型中装有位移传感器,可以直接将头枕的移动量反馈到控制系统中,从而得到头枕在规定载荷下的位移量。

二、试验仪器和设备

 

2-15:头枕后移量实验台

 

 

 


2-16:三维H点测量装置

三、试验内容

1H点的确定

根据法规规定,首先利用GB1155989所规定的三维H点测量装置(如图216所示)按GB1156389中规定的H点确定程序确定座椅H点,并利用调角器调节靠背夹角,与竖直方向近似25o,同时,调节座垫倾角为5o

记录此时座椅H点位置。

2.头枕后移量试验内容

首先将座椅在前、后方向上调节到设计的最后位置,在上、下高度方向上调节到设计的标准位置;座椅靠背的倾角调节到设计的标准位置,或者选择50百分位人体模型的躯干基准线偏离铅垂方向尽量接近25o角,座垫倾角为5o;座椅头枕在高度方向上调节到设计的最高位置后,在前后方向上调节到设计的最后位置即可。在试验过程中,应保证假背的参考点与座椅参考点R点重合,用假背对座椅加载,使得绕R点的后翻力矩为373Nm,确定此时移位躯干基准线的位置。然后在座椅中心面上用头型绕R点,对头枕施加373Nm的力矩,载荷作用点为从头枕的顶端沿着平行于座椅移位前的躯干基准线向下65mm处。

最后,测量加载时的头型移位的最前端和移位躯干基准线之间的距离(简称头型移动量),同时检查头枕有无破损。

3.头枕静强度试验内容

   在进行座椅头枕后移量试验时,作用在头枕上的载荷通过控制力矩的大小来实现,

而在进行头枕静强度试验时,可以通过控制力的大小实现载荷施加。座椅头枕静强度试验按照我国GB115501995的规定进行,进行座椅后移量试验后缓慢卸载,直到头枕不受到任何载荷,再将载荷大小调整到890N,观察座椅头枕的变形以及座椅其它部位是否破坏。

四、试验结果

试验测得,按照法规加载时,头枕的后移量为73.8mm,加载增至890N时,座椅后移量增加,座椅总成没有损坏,调角器仍能起到调节作用。

2.4     试验误差分析

对物理量进行测量时,由于测量方法和测量设备的不完善、周围环境的影响,以及人们认知能力的限制等因素,使被测物理量的真值和试验所得结果之间存在一定的差异,这就是测量误差。随着科学技术的发展,虽然可以将误差控制得越来越小,但终究不能完全消除,误差的存在是必然的、普遍的。了解试验误差产生的原因,有助于我们减小试验误差,提高试验的可靠性。

2.4.1    试验误差产生的原因

在本次试验中我们主要进行了三个方面的试验:座椅骨架静态强度试验、头枕后移量和静强度试验。对于后两项试验,由于使用的是专用的试验台,采用计算机控制自动加载和测量系统,人为因素较少,试验误差主要与设备的控制有关,而且试验过程简单,所以在这里我们不作过多的讨论。而座椅骨架静强度试验,无论从试验的准备、试验的实施到试验数据的处理都十分繁琐,因而导致误差的因素也较多,并且座椅骨架静强度试验结果对于有限元模型的校正起到了非常重要的作用。因此座椅骨架静强度试验误差分析成为我们研究的主要内容。

在座椅骨架静强度试验中,根据以往经验,我们选择了一些对称结构件上的对称点作为测点。这样做即可以在一些测点失效的情况下仍能保证试验测试点的数量,又可以更全面地检验试验用座椅骨架的质量,进而为进一步研究仿真结果与试验结果误差的产生原因提供参考。

在本次试验中,我们在用于座椅总成静强度试验的座椅骨架和用于座椅靠背静强度试验的座椅骨架的侧板、调角器总成内外固定板以及左右侧板上都布置了对称的测量点。通过试验后的数据处理我们发现,在座椅总成静强度试验中,座椅调角器总成的内板上的两组对称测点(如图218所示)有明显差异。通过数据对比,我们可以看到,调角器左侧内板两点的应力值与右侧两点相差很大,成倍数关系。这说明对左、右两组测点的数据至少有一组是错误的。而通过试验值与仿真分析结果的比较,可以发现左侧两个测点的试验应力值与仿真分析结果较为接近,误差在20%以内。且通过进一步对试验数据的研究发现,左、右两组测点的主应力角度也存在一定的差异。

 

1)加载不对称

在座椅骨架静强度试验中,我们使用液力伺服式作用杆通过安全带对座

219座椅固定示意图

椅施加一定的载荷。按照法规规定,载荷的作用线应该通过座椅的对称平面。而在实际的试验中,由于试验台是固定的,我们只能依靠肉眼的观察、手工调节座椅位置,使作用杆的中心线通过中心面。同时由于作用杆为具有一定截面尺寸的长杆件,很难在空间位置确定其中心线。因此在试验中,力的作用线与座椅骨架的中心面无法完全重合,在一定程度上影响了试验的准确性,使对称的结构件应力变化存在一定的差异。

2)固定不牢固

在实车中,该轿车驾驶员座椅采用的是左、右滑轨和中间滑轨的三点固定方式。但座椅骨架静强度试验是在试验台上进行的,因此无法完全按照座椅在实车上的固定方法固定。只能使用通用的卡板、螺钉固定在试验台上,如图219所示。

3)骨架总成质量问题

试验中我们所使用的座椅骨架总成是由厂家提供的,随机抽取的样品。座椅骨架总成是由冲压薄板件、钢管以及螺栓、销钉等通过焊接、螺栓连接等多种连接方式连接而成的复杂结构,因此一定存在或多或少的生产和装配误差。对于用于座椅总成静强度的座椅骨架,如果调角器本身或者靠背总成存在装配间隙,必然导致左右对称结构不能同时加载,甚至导致一侧的结构在承受载荷时先发生转动,从而使测量结果不对称,甚至无效。此外,在进行试验与仿真分析结果比较时,我们也发现加载方法对于试验结果也有非常重要的影响。在座椅骨架的静强度试验中我们通常采用的加载方式主要有两种:用刚性卡板加载(如图220所示)和安全带加载。在本次试验中我们通过安全带加载对座椅骨架施加载荷。

220通过刚性卡板加载示意图

通过靠背的水平力,无论是通过安全带加载还是刚性卡板加载,都会使加载区域及加载附近的区域产生一定的影响。采用刚性板加载时,两块刚性板是通过螺栓连接在一起,将座椅靠背骨架固定在两块加载板中间。此时,加载板的加紧力就会使座椅靠背骨架产生一些变形。如果加载板两侧的加紧力不相等,则会使对称结构的变形产生差异。如果采用安全带加载,如果力的作用线通过座椅中心面就不存在加载不平衡的问题,但由于安全带在加载时形成了一个三角形结构(如图221所示),相当于对靠背上的侧板施加了一个沿着安全带的向中心收紧的力。虽然安全带是柔性的,

2-21:安全带加载示意图

能够产生很大的变形。但在试验中我们观察到,由于作用在安全带上的载荷很大,加载时安全带处于完全绷紧的状态。而且座椅靠背侧板是一个沿X方向有大约100mm截面尺寸的金属冲压件,所以此时安全带对于侧板的加紧力是不可以忽略的。对比试验结果和仿真分析结果,试验测得的侧板上两点应力要远远大于仿真分析结果。加载方式的不完善也是造成试验误差的重要原因。

另外,在处理试验数据时我们还发现盆形底座与其他结构件焊接区域附近的测点应力值较大。而在仿真分析中这些点虽然有应力变化,但与试验测量值相差数倍。参考以前一些类似座椅结构分析,我们认为盆形底座主要用来支撑人体,对座椅骨架强度贡献很小,在座椅靠背承受载荷时,应力变化不大。出现测量值较大的原因主要是有焊接区域的残余应变引起的。通常焊点附近的残余应力随着与焊接区域的距离减小能达到几十甚至几百兆帕。

工程上通常采用焊后热处理的方法和钻盲孔法来消除焊接产生的残余应力。由于试验中我们所采用的座椅骨架是非成品件,所以没有经过热处理消除残余应力,焊点附近仍保持着较大的焊接残余应力,也在一定程度上增加了试验误差。

在座椅静态试验中,还有一些其他因素可以导致试验结果误差:

1.测量仪器设备的准确程度

本次座椅骨架静强度试验中,我们采用的是美国宝克机械设备公司制造的液压伺服式试验台。由于该设备刚刚投入使用,很多方面还不完善,所以在加载时加载力不是很稳定,有±10N的上下波动,卸载时有时会出现卸载不完全的现象。这些因素都将导致最终的试验结果存在误差。

2.应变片的粘贴质量

电阻应变片是一种十分敏感的测量元件,也是非常容易损坏的。应变片的粘贴质量将直接影响试验的准确程度。同时在运输和装卡座椅骨架时,应变片很容易被破坏,而且此时座椅骨架的微小变形也将影响其最终的测量结果。

3.试验数据处理方法

目前由于试验方法的不断更新,处理数据的手段也开始多样化。采用不同的处理试验数据的方法,也会导致试验的可靠性有所差异。

4.试验人员的素质

从试验的准备、试验仪器的使用到试验数据的处理,每一个环节都要有人的参与。试验人员对试验内容的熟悉程度、对试验设备的操作熟练程度和责任心都将直接影响试验结果。

导致试验误差原因还有很多,如试验地点的温度、压强等。试验误差是必然存在,不可避免的。

2.4.2        减小试验误差的方法

由于试验误差的必然存在性,减小试验误差成为试验的主要研究方向之一。对于座椅静强度试验我们可以采用增加试验的次数、提高应变片的粘贴质量等方面来提高试验的准确性。

对于一些用于设计阶段的非法规强制试验,需要使用试验的结果来校正仿真分析的模型时,在选择测点时应尽量多布点,并且适当选择对称点,还应该尽量避开焊接附近点和加载区域附近的点。

2.5     本章小结

本章参考国标中对汽车座椅安全性试验法规的有关规定,对座椅总成静强度、座椅靠背静强度、座椅头枕的静态特性和座椅动态特性进行了试验研究,为验证仿真分析结果提供了参考。国产某轿车驾驶员座椅在总成静强度、靠背静强度、头枕静态特性和动态特性上完全满足我国法规要求。

3         座椅静强度分析的有限元模型

座椅安全性分析包括座椅静强度分析和冲击强度分析两部分,本文仅对座椅静强度特性进行仿真分析。座椅骨架和头枕的静强度是分析的主要内容。座椅结构的有限元模型是进行座椅静强度分析的基础。建立座椅结构的有限元模型,就是根据所研究的问题的具体情况,选择合适的有限元单元,

对座椅结构进行离散化,给这个模型赋予合适的材料属性,进行边界条件的模拟,经过调整,最后得到一个具有可接受的精度的座椅结构静强度特性的仿真模型的过程。

3.1     有限元理论简介

   有限单元法的基本思想最早出现于20世纪40年代,但直到1960年,美国人Clough·R·W在一篇论文中首次使用“有限元法”这个名词。它的基本思想是用一个比较简单的物理模型代替原有的复杂问题,从而近似求解。在有限元法中,实际的物体和连续介质,如固体、液体或气体等,都用一种比较简单的物理模型——由有限个单元通过有限个点(结点)互相联接的组合体来表示。由于在连续体内,场变量(位移、应力、温度、压力、速度等)的实际变化是未知的,我们假定在单元内部场变量的变化是可以用一种比较简单的函数来逼近。这些近似函数常用场变量在结点处的值来插值。假定单元近似函数后,可以建立结点的场变量值为未知量的整个连续体的场方程式,求解这种场方程就可以得到结点的场变量值,因而得到问题的近似解。

 


 

 

 

 

 


3-1 座椅结构有限元模型

3.2     座椅结构有限元模型建立的原则

 

通常来说座椅的结构模型可以分为两种:一种是座椅结构的简化模型(如图31a所示),另一种是座椅结构的详细模型(如图31b所示)。这两种模型具有不同的特点,主要差异表现在计算精度、速度及对硬件的要求上。在图31a所示的座椅结构简化模型中,座椅结构被简化成理想的桁架结构,再将其分解为细化的单元。座椅结构的简化模型结构简单,结点和单元数量较少,计算速度快,但精度较差,主要用于座椅的刚度分析,而对于求解结构的静强度问题时难以达到满意的结果。座椅结构的详细模型能够较为精确地计算座椅在一定载荷作用下的应力值等,但由于模型所包涵的结点和单元数量较多,计算时间较长,对计算机硬件的要求较高。针对本课题的研究目的,我们建立座椅的详细模型,进行计算分析。

同时根据研究问题的不同,所建立的座椅结构模型也有所差别。如在本课题中,在座椅总成静强度和靠背静强度分析时,忽略了座椅头枕对座椅的影响,而在后续的座椅头枕后移量和静强度分析时,在总成静强度分析模型的基础上对座椅头枕进行了详细建模。

总之,在在建立座椅结构有限元模型时,要根据分析的目标和实际问题,综合考虑计算精度和时间建立分析模型。

3.3     座椅结构有限元模型的建立过程

座椅静强度有限元分析的建模一般可分为以下几步:

1.建立座椅结构的几何模型。

2.选择用于模拟座椅上的各种结构和联接的有限元单元。

3.用有限元单元对座椅几何结构进行离散化,划分有限元网格。

4.定义单元和材料的属性。

5.以试验结果为依据,验证并确认最终的仿真模型。

3.4     座椅结构有限元详细模型的建立

3.4.1    几何模型的建立和简化

几何模型是有限元仿真分析的基础。一般可以通过两种途径建立几何模a座椅结构简化模型b座椅结构详细模型型,一种是使用CAD软件建模,如使用UGCATIA等常用的CAD软件建模,另一种方法是应用CAE软件中的CAD模块直接建模。很多的大型有限元软件都包含这样的CAD模块,如ANSYS。与专业的CAD软件相比,CAE软件中的CAD模块在功能和精度上都存在一定的差距,而且比较繁琐,因此对于复杂问题最好使用CAD软件建立几何模型,在划分网格过程中利用CAE软件中的CAD模块对模型进行少量的修改。本课题中我们使用UG建立座椅骨架的几何模型,再通过IGES接口,将CAD数据导入到Hypermesh中进行前处理。

有限元分析是一个近似求解的过程,它的可靠性和可行性不仅与模型的精度有关,还与计算的时间和效率有密切联系。模型简化是有限元分析中十分重要的环节。模型的简化可以在几何建模和划分网格两个环节中进行。通常,座椅是由上百个零件组装而成,有些零件起到支撑人体,承受载荷的作用,有些只是为了保证人体的姿态,增加舒适性。所以在座椅静强度模拟分析时没有必要建立所有零部件的有限元模型。合理的简化不仅能够缩短计算时间,而且能够提高计算的准确性。一般来说,对座椅模型的简化可以遵循以下三个原则:

1.按零件对分析目标的贡献确定简化原则

有限元方法可以应用在座椅设计中的很多方面,除本课题所涉及的座椅结构静强度和冲击强度仿真分析,还有焊接强度分析、疲劳分析等,分析的对象从座椅总成、靠背骨架到调角器,滑轨总成等,涉及座椅结构的各个部件。当我们对座椅某一分总成如调角器总成、滑轨总成进行强度校核时,由于座椅的其他结构只是起到传递载荷的作用,因此建立一个座椅整体的详细模型反而会使问题复杂化。此时如果针对分析的目标进行详细建模,对其他结构适当简化,不仅能够节约时间,还能够提高分析的准确性。

2.计算时间

一般认为有限元模型越精细,计算的结果越准确。但模型越精细,网格尺寸越小、数量越多所需要的计算时间就越长。以座椅为例,如果用于静强度分析的座椅有限元模型包含近5000个结点和单元,使用CPU800MHz的计算机计算,大约要一个小时左右。而对于整车碰撞这样复杂的非线性问题,需要的计算时间更长。以某轿车碰撞分析为例,对于这样有39005个节点、7种类型共43424个单元的整车模型,在SGI工作站上,前90ms的模拟过程约需200个小时。有限元方法与试验方法相比的优势之一就是能够快捷准确地反映分析对象的特征,因此减少计算时间是有限元分析必须面对的问题。虽然通过增加CPU的数量、改进软件算法都能减少计算的时间,但国内外的许多研究表明,简化模型是提高计算效率和精度的有效方法。

3.实际问题的要求

在实际课题研究中,厂家会根据实际经验和生产设计中的实际问题提出一些建议和意见。在考虑上面两方面的同时,也要根据实际问题的需要对模型进行改进。

本课题研究的重点是汽车座椅安全性设计以及结构强度分析,在本文后续章节中主要依据我国的国家标准和国外相关标准中有关座椅强度特性的法规规定,对座椅的静强度特性和头枕静强度特性进行仿真分析。座椅在承受外部载荷时,主要受力部件是骨架,而骨架表面的蒙皮及软垫等覆盖物对外部载荷的分配很少。这是因为软垫和蒙皮通常是由力学特性较软的聚氨酯泡沫和纤维织物制成,在整个座椅总成中只起到提高舒适性作用,在座椅承受冲击时能够吸收少部分能量,基本上不分配、也不能承受外部施加的较大的静载荷。所以,我们在建立座椅静强度分析有限元模型时不考虑软垫和蒙皮。基于此,在对该轿车驾驶员座椅进行静强度特性分析时,我们只对座椅骨架进行建模。

在进行座椅后移量和静强度仿真分析时,由于座椅头枕表面的软垫材料在载荷作用下可以产生一部分变形,是头枕后移量的组成之一,所以在头枕静强度仿真分析模型中对头枕软垫进行建模。同时为了提高舒适性,头枕的形状较为复杂,对头枕的强度和后移量影响不大,所以可以对头枕软垫形状进行简化,见图32

 

3-2:头枕模型的简化

一、座椅骨架结构和其常见破坏

本课题计算分析和试验用的座椅是国产某轿车驾驶员座椅(如图33所示)。其骨架可分为靠背、调角器、座盆和滑轨四部分,整个座椅骨架结构件以薄板冲压件为主,各部分通过焊接、螺栓和销钉相互连接。该座椅不仅可以沿滑轨进行前后方向的调节,通过靠背调角器调节靠背的角度,还可以通过座盆与滑轨之间的带齿的板件调节座盆的高度。调角器是一个相对独立的部件,其内部结构较复杂,涉及到弹簧、相互啮合的齿扇齿条、铆接、螺图32头枕模型的简化。

33国产某轿车座椅骨架

栓连接和销钉连接等特殊结构。通过以前所积累的座椅强度试验和计算分析资料可以发现,座椅骨架常见的破坏主要发生在以下部位:

   1)靠背左右侧板

   2)调角器与座椅靠背连接部分

   3)滑轨与座盆连接部分

   4)调角器总成

因此,要重点对这些薄弱的部分进行详细建模,提高其网格的质量。

二、调角器的简化

调角器是座椅总成中的关键部件,不仅可以调节座椅靠背角度,还连接着座椅靠背总成与座垫滑轨总成。通常,调角器总成的失效主要包括以下三种情况:与靠背连接的上连接板强度和刚度不足、齿扇和齿条啮合强度不足和调角器不能满足运动学要求。就结构设计而言,啮合的强度一般是足够的,其强度不足往往是由于热处理不合理造成的。而且对于调角器总成,生产厂家一般会进行专门的试验进行强度校核。

34:座椅调节器及实验卡具

34所示的是国产某轿车调角器总成强度试验的卡具和调角器。在试验中通过卡具B将调角器总成固定在试验台上,通过卡具A对调角器施加个水平向前或向后的力,来检验调角器的强度和调节能力。根据厂家内部准,试验时对调角器水平加载往往超过1×104N,远远大于法规中检验座椅系统强度加载时调角器受到的载荷。因此,本文对啮合齿的强度不作深入的分析,同时也不对调角器作运动学分析,仅把重点放在调角器与座椅靠背连接强度上。

座椅用调角器一般可分为旋转手柄式和掀动手柄式两种。旋转手柄式座椅调角器是靠旋转手柄驱动靠背实现角度调整,掀动手柄式座椅调角器是靠掀动手柄自动实现座椅靠背角度的调整。该汽车驾驶员座椅采用的是旋转手柄式座椅调角器(如图35所示)。

 

 

3-5:旋转手柄式座椅调节器与座椅骨架连接示意图

1.左右连接臂(座垫)2.铆钉3.止动板4.滚珠5.偏心轮(手柄)

6.齿环(周转轮)7.平头铆钉8.调节臂(靠背)

调角器结构虽小,但非常复杂。从有限元建模的角度考虑,如果把调角器的详细有限元计算包含在座椅骨架的计算分析中,将会使整个座椅骨架的有限元模型明显增大,造成计算时间显著增加。所以,在对座椅总成和靠背进行静强度仿真分析时,我们对调角器做了一定的简化。调角器内部结构如图36a所示。图中的B点是齿扇的销钉孔中心点,C点是齿扇与齿条的啮合区中心点,A点和D点是调角器与座椅骨架底座的螺栓连接孔中心点。各点之间的位置关系如图所示。在实际工况中,座椅要承受水平向前的载荷,也要承受水平向后的载荷。无论那种加载形式,都可以最终转化为相当于在B点施加力和力矩,如图36b所示。在齿扇齿条啮合机构中,齿扇的平衡由轮齿上的啮合力Fc实现。考虑到齿条的平衡,如果Fc的作用线不是沿CA方向经过A点,那么在座椅骨架受到向前和向后的载荷时,总有一种工况下FcA点产生的力矩使齿扇和齿条存在分离的趋势,这就要求齿条压紧机构在F点施加的压力FFA点产生的力矩能足以避免产生分离。为了便于操纵,调节时所需的作用在调角器手柄上的调节力不能过大,也就是说F点的压力受到了一定的限制而不可能很大,从而FcA点产生的力矩不能过大,即FcCA线的夹角不能过大。因此,调角器的设计原理要求Fc作用线与CA线重合。通过已知的调角器的结构参数,可以计算出齿条压紧机构在F点的压力FF和弹簧拉力与齿扇和齿条的啮合力Fc相差近100倍。可见与Fc相比,FF和弹簧拉力都非常小。FF和弹簧拉力作为调角器的内力,对调角器结构分析影响很小,可以忽略,在座椅整体结构分析中也可以忽略。

3-6:调角器结构简图和受力分析图

通过以上的分析,对调角器做了以下的简化:忽略压紧机构和锁紧弹簧。将齿条简化为一根直梁,在有限元分析中用beam单元模拟,截面尺寸取齿条平均截面尺寸。忽略齿条齿扇啮合区轮齿的结构特征,简化为半园板。将齿条和齿扇在啮合区用刚性单元rigid连接。调角器总成内板和外板保留其大部分几何尺寸,只是忽略其上局部形状不规则的突起。

此外,在靠背总成中有一些用于安装靠垫材料并起到支撑靠背作用的横向钢丝和弹簧,对结构的强度和刚度影响很小,在建模时忽略它们的影响。同样,在座盆总成和滑轨总成中也存在一些对结构的强度和刚度影响较小的用于调节座椅舒适性的弹簧和连接件,建模时也可以忽略。在实车中,座椅骨架是通过下滑轨用螺栓固定在汽车地板上,通过滑块在滑轨内的滑动实现座椅位置的前后调节。但在有限元方法模拟两个结构件的相对滑动比较复杂,同时考虑到GB150831994中要求座椅试验时座椅只需调节到滑轨的最前或最后位置,并保持锁定状态,因此直接将约束加在滑块上。

3.4.2    单元的选取与使用

将三维数据通过IGES接口导入Hypermesh中开始划分网格,进行前处理。在建立有限模型时,要根据实际结构特征和分析问题的要求选择最合适单元类型。

汽车座椅是一个由近百个零件组成的复杂系统。但无论是轿车座椅还是卡车座椅,驾驶员座椅还是后排座椅,汽车座椅的结构都主要由钢板冲压件和钢管组成,通过焊接和铆钉连接在一起承受大部分载荷。

针对座椅的结构特点,参考汽车车身结构有限元模拟分析和前人的经验,在座椅静强度仿真分析时把座椅简化为由空间梁单元(beam section)和壳单元(shellsection)组合而成的有限元模型。

所谓壳体,是指两个曲面所限定的空间物体。这两个曲面间的垂直距离就是壳体的厚度。厚度远小于壳体中面最小曲率半径的壳体,称为薄壳,厚度为常量的壳体称为等厚度壳体。该座椅骨架中大部分结构件的厚度一般在0.5mm2.0mm的等厚度冲压钢板,都可以看成壳体。壳体的变形包括弯曲变形和中面变形两部分。因此,用有限单元方法分析壳体结构有两种方法:一种是用板单元组成的折板去代替单曲或双曲的壳体,由平面应力状态和板的弯曲状态两者组合得到薄板的应力状态;另一种方法是根据壳体理论建立曲面单元。两种方法比较,第一种计算格式简单,而且效果较好,被工程界广泛使用。由于座椅骨架主要承受弯矩和平面内的力,采用壳单元模拟能够反映出结构的细节应力状况,所以在该座椅骨架有限元模型中,我们使用壳单元来模拟骨架结构中的薄板冲压件。模型中使用的壳单元主要是三结点的三角形单元和四结点的矩形单元。

通常三角形单元和矩形单元的结点选在各单元的角点处,使各单元只在角点

处相连接,且结点是刚结点,即在相邻单元之间通过结点不但可以传递力,还可以传递力矩。三角形单元能够较好地模拟任意边界形状的板,而对于结构外形比较规则的板,使用四边形单元更为合理。四边形单元采用的位移模式的次数比三角形单元位移模式次数更高,可以更好地反映实际结构中的位移状态和应力状态

。因此,建模时我们主要使用四边形单元,对于形状较复杂的部分采用三角形单元加以过渡。所谓梁单元,是一种能够反抗作用在其平面内的横向载荷与弯矩的一维单元。在该座椅骨架中,有一些用于连接零件的铆钉、螺栓和短轴,由于它

们的纵向尺寸与横向尺寸之比一般在23之间,因此在建立有限元模型时

我们把这些连接件简化为梁单元,不考虑它们承受的剪力和弯矩。

本文中,网格边长定义在610mm之间。四边形网格内角定义在45°~135°之间,三角形网格内角定义在60°~120°之间。由于座椅结构较为复杂,很多结构件上都有一些安装孔和减重孔,为了加强零件的刚度,一些结构件上还有许多形状不规则的加强筋和翻边等,这些都使网格的质量不能完全达到100%的合格。在Hypermesh软件自动生成网格之后,必须进行大量的网格调整工作。在定义单元类型的同时,还要给出单元的材料和物理特性。材料特性是由座椅骨架实际使用的材料决定,物理特性是指壳单元的厚度和梁单元的截面形状和尺寸。该轿车驾驶员座椅一共有近200个结构件,包括20多种材料,其中座椅骨架的常用的材料有08AlSt1210号钢等近十种材料。

3.4.3    连接关系的模拟和简化

座椅骨架中主要有三种连接方式:焊接、螺栓连接和销连接。由于本课题是把座椅骨架作总体结构分析,对连接关系的模拟并不是很突出的问题,可以作适当的简化。

一、焊接方式的简化和模拟

座椅骨架中有20余处用到了焊接,有点焊、缝焊等几种焊接形式,包含板和板连接及板和钢管连接等两种连接形式。建模时常用的模拟方法有两种:一种是用刚性单元将被连接件处于焊缝区域的结点对应相连;另一种方法是用梁单元模拟连接。前一种模拟方法基本可以使结点之间的变形相互协调。但如果两个连接件强度相差较大,容易造成焊接为一体的两个结构件的焊接区域强度相互不协调。而如果采用梁单元模拟焊接,虽然可以通过适当选取梁单元的截面特性使被连接件在焊接的区域达到强度的协调,但是对于板和钢管连接这种情况,这样的模拟方法相当于在焊缝区域钢管中心到管壁之间人为的加上了一些短梁,这些梁单元将会改变实际结构的强度和刚度特性。同时,通过对座椅骨架材料的研究可以发现,座椅骨架所采用的材料大多都是强度较好的合金钢和低碳钢等。因此,在本文采用刚性连接的形式来模拟焊接。

二、螺栓连接的简化和模拟

螺栓连接是座椅中采用的另一种常用的连接方式,一般用梁单元模拟。

37螺栓连接的梁单元模型

在进行座椅骨架有限元分析时,由于其重点不是螺栓连接强度,所以在梁单元与孔结点处进行刚性连接,如图37b所示。其中梁单元beam截面尺寸为螺栓的实际尺寸。梁单元的端点与螺栓孔周围的结点用约束单元rigid连接,传递转矩。而且梁单元的端点与螺栓孔周围结点采用一点对多点的约束方式(MPC),使螺栓能够更好地传递载荷。

在座椅骨架结构中,除了焊接和螺栓连接两种连接方式,还有销钉连接,主要应用在一些调节部件,如座椅靠背调角器。用销连接的两个物体可以绕销的轴线作相对转动,销和销孔之间有一定的间隙。但是在国家标准中,进行座椅强度试验时,调角器等调节装置要处于并保持极限调节位置。因此对销钉连接采用与螺钉连接一样的建模方法,忽略销钉的转动。

 

3.4.4    边界条件的确定

该驾驶员座椅在实车上采用的是三点固定的方式,也就是通过左右滑轨

和中间滑轨固定在汽车地板上。在模拟分析和试验中我们参考座椅的实际固

定方式,对座椅也采用三点固定,如图38所示。

38座椅固定方式

 

3.5     本章小结

本章在分析座椅结构特点的基础上,简要介绍了座椅的静强度分析有限元模型的建立过程。根据本课题的内容和座椅的结构特点,我们只建立了座椅骨架的有限元模型。在有限元模型中,根据结构件的结构特点和承受载荷情况,主要选用了壳单元和梁单元模拟座椅骨架结构,采用刚性连接的方法模拟焊接、螺栓连接等连接方式,并参考实车中和试验时座椅的固定方式施加约束条件。

4         座椅静强度特性仿真分析

座椅静强度特性直接影响座椅的安全性和乘坐舒适性,是座椅设计中的重要问题。在静态载荷作用下,座椅软垫对强度特性的影响很小,因此座椅的静强度特性主要是针对座椅骨架而言的。座椅骨架是由钢管和冲压板件组成的复杂结构,运用有限元方法进行强度分析具有明显的优越性。

本章讨论了将座椅骨架简化为梁单元和壳单元相互连接的有限元模型,运用有限元软件HypermeshABAQUS,按照GB150831994GB141671993GB115501995对国产某轿车改型座椅的静态特性和头枕后移量、头枕静强度特性进行了仿真分析。

4.1     座椅静强度特性分析软件平台的选择

使用有限元方法进行工程分析的主要流程为:建立几何模型→选择分析程序→建立分析模型→仿真分析→评价分析结果,也可以把这一流程分为前处理、分析计算和后处理三个过程。在本课题中,我们选择HypermeshABAQUS作为前后处理软件和分析软件,处理流程见图41

41有限元分析流程和软件的选择

美国Altair公司的HyperWorks是一个创新、开放的企业级CAE平台,它集成设计与分析所需各种工具,具有很好的性能以及高度的开放性、灵活性和友好的用户界面。Hypermesh是其中的一个模块,一个高性能有限单元前后处理器。HyperMesh具有工业界主要的CAD数据格式接口,如IGESStep等,还能与UGCATIACAD软件实现直接的数据转换,可以减少因为数据转换而造成的数据损失。HyperMesh包含一系列工具,能够很方便地整理和改进输入的几何模型。在通常的数据转换之间很容易使输入的几何模型产生间隙、重叠和缺损,这些会妨碍高质量网格的自动划分。同时几何模型中可能还存在模型的缺陷和一些可以进一步简化的结构。针对这些问题HyperMesh为用户提供了比较方便、简单的修改几何模型和压缩相邻曲面的边界等功能,使我们可以在模型内更大、更合理的区域划分网格,从而提高网格划分的总体速度和质量。HyperMesh还拥有云图显示网格质量、单元质量跟踪检查等方便的工具,让我们能够及时检查并改进网格质量。

ABAQUS是一套功能强大的工程模拟的有限元软件,其解决问题的范围从相对简单的线性分析到许多复杂的非线性问题。ABAQUS包括一个十分丰富的、可模拟任意实际形状的单元库和与之对应的材料模型库,可以模拟大多数典型工程材料的性能,其中包括金属、橡胶、高分子材料、复合材料、钢筋混凝土、可压缩高弹性的泡沫材料以及类似于土和岩石等地质材料。作为通用的模拟计算工具,ABAQUS能解决结构(应力/位移)的许多问题。本课题主要应用ABAQUS/Standard通用分析模块对座椅的静强度特性进行仿真分析。

4.2     座椅总成静强度仿真分析

4.2.1    座椅总成静强度仿真分析模型和加载方式

本文的座椅总成静强度仿真分析模型中,共有16458个结点,16188个单元。座椅骨架的静强度加载方式在国家标准GB150831994《汽车座椅系统强度要求及试验方法》中有明确规定,也是本课题在分析计算时的依据。本文按照法规规定分别通过质心对座椅进行加载。我们通过座椅质心水平向前对座椅施加相当于座椅总成20倍的力。通过仪器测得该座椅总成质量为16.7kg,则模拟计算时所施加的载荷为3273N,如图42所示。

 

42座椅总成静强度仿真分析模型

43座椅总成静强度加载应力图(密赛斯应力)

4.2.2    座椅总成静强度分析结果

43为通过座椅质心对座椅施加相当于座椅总成质量20倍水平向前的力后,座椅骨架应力分布图。从图中我们可以看出,由于座椅大部分为对称结构,所以在承受载荷后应力分布基本相同。座椅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、调角器与座盆总成中的左右侧板连接部位和左右侧板上。最大应力出现在座盆总成中的左右侧板的转角处,最大值为245.8Mpa。左右侧板所采用的是屈服极限为275Mpa、厚度为1.5mmSt12钢板。在以上载荷的作用下,左右侧板的应力没有超过材料的屈服极限,仍处于弹性阶段。由图44可知,座椅在承受通过质心。

44座椅总成静强度加载位移图(放大2倍)

变形后变形前的20倍重力的载荷时,座椅的位移量很小,座盆和滑轨总成基本没有移动。

加载时座椅最大的位移点为座椅靠背上框和上框加强板的点,最大位移量为13.92mm。通过对座椅在承受通过质心水平向前20倍重力的载荷时的应力和位移仿真分析,我们可以看到该轿车座椅强度完全符合国家标准的要求,并留有很多的裕量。

41座椅总成加载试验与仿真分析结果对比(单位:Mpa

测点

试验结果

仿真结果

1

83.00

93.60

2

79.07

84.13

3

60.84

72.85

4

66.14

60.67

5

20.23

19.37

6

23.68

28.05

7

87.62

79.70

8

90.37

81.14

9

71.43

57.94

10

65.30

55.43

 

4-5:座椅总成加载计算应力误差

 

41和图45分别为通过座椅质心加载20倍座椅总成质量仿真分析结果与试验结果的对比。误差最大值为18.9%,平均误差为12.9%,可以认为仿真分析的结果是可靠的。

4.3     座椅靠背静强度仿真分析

4.3.1    座椅靠背静强度仿真分析模型和加载方式

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模型。对座椅靠背静强度模拟计算时,我们通过座椅骨架上框水平向后施加一个相对与座椅R点为373Nm的力矩。测得座椅R点距座椅上框的垂直距离为545mm,从而施加在上框上的载荷为750N,如图46所示。

46座椅靠背静强度仿真分析模型

47座椅靠背静强度加载应力图

 

   47为通过座椅靠背骨架相对于座椅R点施加373Nm的力矩后座椅骨架应力分布图。由于座椅大部分为对称结构,所以在承受载荷后应力分布基本相同。座椅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、调角器与座盆总成中的左右侧板连接部位和左右侧板上。最大应力出现在座盆总成中的左右侧板上,最大值为270.5Mpa,没有超过材料的屈服极限,仍处于弹性阶段。由图48可知,座椅在承受相对于座椅R点为373Nm的载荷时,座椅的位移量很小,座盆和滑轨总成基本没有位移。在加载时座椅最大的位移点为座椅靠背上框和上框加强板的点,最大位移量为21.53mm。通过对座椅在承受相对于座椅R373Nm的载荷时的应力和位移仿真分析,我们可以看到该轿车座椅强度完全符合国家标准的要求,并留有很多的裕量。

 

 

 

48座椅靠背加载后变形图(放大2倍)

49座椅靠背加载计算应力误差

42座椅靠背加载试验与仿真分析结果对比(单位:Mpa

试验结果

仿真结果

1

89.13

82.60

2

132.68

112.90

3

51.31

58.04

4

157.34

178.50

5

142.42

131.90

6

11.73

14.47

7

50.98

43.50

8

70.33

83.55

42和图49分别为通过座椅靠背对座椅施加373Nm的载荷的仿真分析结果与试验结果的对比。误差最大值为23.3%,平均误差为14.2%,因此可以认为仿真分析的结果是可靠的。

4.4     座椅头枕后移量仿真分析

4.4.1    座椅头枕后移量仿真分析模型和加载方式

按照我国法规要求,座椅头枕的后移量为移位躯干基准线与头枕加载后移位躯干线之间的距离。移位躯干基准线是指当假背的H点与座椅R点重合,用假背对座椅加载,使得绕H点的后翻力矩为373Nm时通过座椅R点并垂至于头型的直线(如图410)。因此我们在对头枕后移量仿真分析时,首先对座椅靠背施加绕H点为373Nm的后翻力矩(如图411a),测量此时靠背的后移量D1。然后对头枕和靠背同时加载(如图411b),测得此时头枕的后移量为D2。则最终头枕的后移量为D1D2。在法规中规定在头枕后移量试验中,采用直径为165mm的刚性球体和半球体头型对头枕进行加载。在仿真分析中,可以在模型中建立一个直径为165mm的刚性球体,将载荷作用在头型上,通过接触实现对头枕的加载。在有限元仿真分析中,接触问题比较复杂,为了简化模型,采取直接在头枕软垫上施加一个均布的静载荷(如图411b)。试验和仿真分析结果的对比结果证明这种简化的加载方式是可行的。

 

 

410头枕后移量试验加载示意图

该模型共包含17190个结点,16952个单元。

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


4-11座椅头枕后移量仿真分析模型

4.4.2    座椅头枕后移量仿真分析结果

如图412所示,当单独对座椅靠背施加相当于绕H点大小为373Nm的力矩时,座椅头枕的位移量为23.1mm。此时如果继续在头枕上施加相对于座椅H点大小为373Nm的后翻力矩时(如图413),头枕上同一点的后移量为103.2mm,则头枕的后移量为80.1mm。按照国家法规要求试验测得的该轿车座椅头枕后移量为73.8mm。试验与仿真结果的误差为12.6%。因此可以认为仿真结果真实有效。我们可以看到在法规要求的载荷作用下该轿车座椅头枕后移量小于法规规定的102mm,该轿车座椅头枕是满足法规要由表43中的数据我们可以看出对靠背单独加载时,虽然AB两点位置不同,但它们的位移基本相同。当靠背和头枕同时承受载荷时,在力的作用下头枕软垫发生了变形,变形量约为BA13.4mm。仿真分析结果与试验照片吻合,证明仿真分析结果是合理的。

412靠背加载后位移量

 

413座椅头枕后移量

 

4.5     座椅头枕静强度仿真分析

在头枕后移量仿真分析模型的基础上,加大头枕的载荷至890N,此时座椅骨架的应力变化如图415所示。由图可见,座椅骨架应力较大部位仍集中在各连接部位,如调角器与侧板连接处、调角器与左右侧板的连接处等,而且由于左右侧板是连接靠背总成、座盆总成和滑轨总成的主要部件,所以其所承受的载荷较大。在头枕承受890N的载荷作用时,应力的最大值出现在座椅左右侧板上,大小为350.6Mpa,超过了左右侧板所使用的St12材料的屈服极限275Mpa,但没有超过该材料的强度极限420Mpa,没有发生破坏,座椅满足法规要求。进行座椅头枕静强度试验后,座椅骨架没有发生脱落现象,座椅靠背仍能调节,证明了仿真结果的准确性。

414头枕加载890N应力图

4.6     仿真结果与试验结果误差分析

通过试验与仿真分析结果的比较,座椅在各种载荷作用下的应力计算值和测量值基本吻合,应力分布情况基本相同,有限元仿真分析得到的高应力区在试验中测得的应力值都很高。在座椅总成静强度和座椅靠背静强度仿真分析模型中,在调角器外板上距离侧板与调角器外板连接孔附近的应力值与试验值误差均在15%之内,说明模型中对螺栓连接的模拟是合理有效的。而在一些焊点附近的仿真结果与试验结果存在着比较大的误差,有的甚至超过了20%。

 

 

 

 

415头枕位移量AB点示意图

 

4.6.1    仿真结果与试验结果误差产生原因

通过以上的分析我们可以看到,对于座椅总成静强度仿真分析和座椅靠背静强度仿真分析,分析结果与试验结果的平均误差都小于15%,模型具有较好的精度,产生误差的原因主要有:

1.对于任何的焊接形式,无论是缝焊还是点焊,都存在着一定的由于焊接而产生的残余应力。这种由于焊接而产生的残余应力是无法在短时间内在常温下消除的,因此试验中焊点应力的测量值中包含着一部分残余应力。在座椅静强度有限元分析中无法计算由于焊接引起的残余应力。因此焊点附近的测量值与分析值存在一定的差异,而且这种差异的大小与焊接位置、焊接形式和部件材料有非常密切的关系。而且虽然在实际结构中各个部位所采用的焊接形式有所不同,但为了简化模型,我们在有限元仿真分析中都采用刚性单元模拟,也可能造成一定的

误差。

2.一般来说,有限元模型是在厂家提供的几何模型基础上或者根据设计图纸建立起来的,没有考虑加工误差、装配误差等因素,是理想化的产品模型。而试验中所使用的样件所存在的加工误差、装配误差等是不可避免的,也会导致模拟结果与试验结果的差异。

3.在有限元计算中,测点的理论计算结果是该点对应结点的应力值。在试验中,应变片和应变花从理论上讲是测量的是某一点的应变。但由于应变片一定尺寸的(5.3mm×3.3mm),因此应变片实际测量的是该面积下的平均应变。而应变花的三个应变片不在同一点,而是分布在一个7.7mm×7.7mm的面积内,因此从严格意义上来讲应变化所测量的并不是同一点的三向应变。特别是当测点处于应力集中或应力变化较大的区域时,测量值与试验值的误差更加明显。

4.还有一些因素也会引起建模误差,从而影响计算结果的精度,如销连接时的间隙、对座椅中有些结构件的简化处理等。座椅骨架静强度分析对模型的精确程度较为敏感,各种原因引起的建模误差对计算结果的影响都不能忽略。

5.试验结果本身也会存在一定的误差。

对于座椅头枕后移量和静强度仿真分析,除了以上原因可以造成仿真结果与试验结果的误差外,对于软垫材料的定义也是误差产生的原因之一。在实际的座椅结构中,座椅头枕软垫材料主要由三层结构组成:表面覆盖织物、聚醚型PUR泡沫材料和聚乙烯塑料。其中泡沫材料的厚度是变化的,并且泡沫材料和塑料材料间还有一定的间隙。由于泡沫材料的吸能性和变形能力较好,对头枕后移量有一定的影响,因此在建模时我们没有将其忽略,简化为等厚度的弹性材料。而对于表面覆盖织物和塑料材料,由于它们对头枕后移量的影响较小,如果建模,就必须定义接触关系,增加了建模的难度,因此予以忽略。因此对头枕软垫材料的简化在一定程度上造成了试验结果与仿真分析的误差。

在头枕后移量和静强度仿真分析中,加载方式的简化也是造成试验与仿真结果误差的原因之一。在试验中我们通常使用的假背和假头型对座椅进行加载,载荷通过假背和假头型均匀的传递到座椅骨架和头枕上。但在仿真分析中,为了简化模型,我们采用的是施加集中载荷的方法来模拟。这无疑也影响了仿真分析结果的计算精度。

4.6.2    减小仿真结果和试验结果误差的方法

有限元模拟分析是一种近似的求解方法,与实际测量结果之间的误差是不可避免的。减小仿真结果与试验结果间的误差可以从提高仿真结果的精度和试验的准确性两个方面入手。

对于座椅静强度分析的有限元模型,我们应该在计算时间和速度允许的条件下尽可能细化模型,特别是一些关键部位,如主要的连接部位、容易失效的部位和结构尺寸变化较大的部位等。施加载荷和约束方式应尽量与试验一直。

4.7     本章小结

本章利用有限元前处理软件Hypermesh,建立了国产某型轿车驾驶员座椅骨架总成的有限元模型。在我国汽车座椅安全性法规的指导下,利用有限元分析软件ABAQUS对座椅骨架总成模型、座椅靠背骨架模型和头枕模型进行了静态特性仿真分析。仿真分析结果显示,该座椅骨架满足我国法规要求。通过试验研究与仿真结果的对比,证明仿真模型具有一定的精度,本文所采用的模型简化方法和对各种连接关系的模拟是可行的。

5         座椅结构的优化设计

通过前面的试验,发现该轿车座椅骨架完全满足我国法规中所规定的座椅静强度法规要求,并且强度留有一定裕量。但还应该看到由于该座椅最初的设计出现在20世纪70年代,尽管有过数次改进,但随着现代制造业的发展和人们对汽车座椅安全性能和经济性要求的不断提高,与现代新型座椅设计相比较,该座椅的设计已略显落后,急需改进。

结合试验中出现的问题和在座椅生产厂了解的一些情况,发现该座椅结构靠背骨架总成存在一些问题。本文根据这些实际问题和对座椅静态试验的深入研究,对该座椅靠背骨架进行了优化设计。

5.1     冲压薄板靠背骨架与轧制型材靠背骨架比较

目前座椅靠背骨架主要有两种典型结构:一种是本课题中轿车座椅由钢板冲压件焊接而成的靠背骨架结构,目前国产的大量轿车座椅都采用这种结构;另一种主要是轧制型材焊接而成靠背骨架,目前国产的大部分客车座椅靠背都使用此种靠背骨架。由于轧制型材具有一定的强度和刚度,与冲压件相比加工工艺简单,经济性好,所以开始越来越多地应用在卡车和轿车座椅上。

5.2     座椅靠背骨架结构的优化

在本课题研究的座椅靠背骨架中,左、右侧框连接着靠背骨架与座椅其他结构。如果改变侧框的结构,那么也要相应地改变与之相连接的调角器总成内连接板的构。而且,侧框是靠背骨架中结构最复杂的结构件,它的刚度和强度直接影响整个座椅的安全性能,而且与座椅的静态舒适性密切相关。

如果用薄壁钢管替代现有的座椅骨架整体结构,那么在考虑薄壁钢管要达到

一定的强度、刚度和稳定性要求的同时,还要满足座椅静态舒适性的各种要求。所以综合考虑时间、成本等对方面因素,我们仅对座椅上框和上框加强板进行改进,对座椅侧框做了部分改进,。本文使用具有一定厚度的轧制钢管替代上框和上框加强板,通过缝焊与座椅靠背侧板连接。在左右两侧各增加了一段同样材料和厚度的短钢管,与侧板和长钢管焊接在一起,加强结构的强度和刚度,。

5.3     优化结构仿真分析

根据第三章、第四章中对座椅结构静强度仿真分析和试验结果可知,在检验座椅总成静强度时,由于加载点位置较低,座椅靠背承受载荷较小,应力很小。而检验座椅靠背静强度和头枕的静强度特性时,加载位置在靠背上方,座椅靠背骨架承受较大的载荷,应力较大。同时,由于影响薄壁钢管物理性能主要的因素是材料特性和结构尺寸,所以在各种改进方案比较时,主要对不同材料、不同直径和不同厚度的薄壁钢管,从座椅靠背加载时的应力和头枕后移量两方面进行对比分析。

5.3.1    座椅靠背加载条件下优化结构对比仿真分析

参考其他座椅的设计,在对座椅靠背骨架的改进方案对比分析时,主要研究相同载荷作用下不同厚度的直径为12mm15mm20mm的轧制钢管的应力和位移情况。

经过大量的仿真分析,本文选取了材料为St12、厚度分别为1.5mm1.8mm的三种直径的轧制钢管在同一工况下的仿真结果作对比分析,结果如下:从以上的对比数据中可以看到,在同一工况下对于直径相同的薄壁钢管,随着厚度的增加,各测点的应力和位移都一定的变化,主要呈下降趋势。对应力变化的进一步分析显示,在同一测点上,不同直径相同厚度的薄壁钢管上的应力随着直径的增加而减少,直径越大与原结构的应力值越接近;相同直径不同厚度的的薄壁钢管应力随着厚度的增加呈下降趋势,但随着测点位置的降低,这种趋势渐渐平缓,从测点4开始应力值与原结构的应力值基本相同。通过对测点位置的观察,可以看到靠背结构的变化对靠背骨架的强度影响较大,对调角器总成、座盆总成影响不大,可以忽略。对位移变化的进一步分析显示,在相同测点上,不同直径相同厚度的薄壁钢管结构的位移随着直径的增加呈下降趋势;相同直径不同厚度结构的位移随着厚度的增加而减少。但随着靠背上测点位置的降低,以上两种趋势逐渐平缓,在靠近侧框下边缘的位置附近与原结构在该点的位移基本相同。可见对座椅靠背加载时,座椅靠背骨架的位移由于在YZ平面内骨架绕骨架与调角器固定位置的转动而引起的,靠背骨架以下部分位移很小。仿真图如下图:

 

51位移测点示意图

52应力测点示意图

53厚度为1.5mm应力比较

54厚度为1.8 mm时应力比较

55厚度为1.5mm时位移比较

56厚度为1.8mm时位移比较

5.3.2    头枕加载条件下优化结构的对比仿真分析

座椅头枕直接与座椅靠背骨架相连,头枕承受较大的载荷时,靠背骨架的性能将直接影响头枕的后移量的大小和静强度。在本节中采用与上节相同的研究方法,通过改变结构的直径和厚度参数,进行头枕后移量和相同载荷下的应力对比分析。在上一节的分析中,不同厚度的直径为12mm的钢管在对座椅靠背水平加载500N的情况下,应力已经接近或超过200Mpa。如果继续加载达到法规要求的载荷时,按照线性的增长趋势,改进后的靠背骨架横梁的应力很可能接近或超过普通钢材料的屈服极限,显然此方案是不可行的。所以在头枕加载分析时,只对直径为15mm20mm两种薄壁钢管进行对比分析。同时为了减小计算量,没有对头枕和靠背同时加载,仅对头枕施加沿X轴方向大小为500N的载荷时的仿真分析结果进行对比研究。

通过对头枕加载后不同直径不同厚度的改进靠背结构的位移和应力的比较可以看到,当薄壁钢管直径为20mm时,头枕的后移量和各点的应力值都接近原结构在位置相同点的位移和应力值。比较两种厚度直径为20mm的薄壁钢管的位移和应力可以看到,在对头枕施加500N的载荷情况下,厚度的变化对测点位移和应力的影响较小。

5.4     结构优化方案的确定

根据以上分析结果,最终选择直径为20mm、厚度为1.5mm和直径为18mm、厚度为1.8mm两种薄壁钢管,按照法规要求,检验座椅系统的静强度特性。通过对头枕加载后不同直径不同厚度的改进靠背结构的位移和应力的比较可以看到,当薄壁钢管直径为20mm时,头枕的后移量和各点的应力值都接近原结构在位置相同点的位移和应力值。比较两种厚度直径为20mm的薄壁钢管的位移和应力可以看到,在对头枕施加500N的载荷情况下,厚度的变化对测点位移和应力的影响较小。但对于本文所研究的座椅骨架结构,在法规要求的载荷下,绝大多数结构件的应力较小,在弹性范围内,因此材料的物理特性对整个座椅系统的影响较小。

因此在本文所选择的改进方案中忽略了材料的影响,不做详细的讨论。经过以上的分析和对比,最终采用直径为20mm,厚度为1.5mm,材料为St12的薄壁钢管材料做为改进结构的靠背上横梁。改进前靠背骨架总成质量为2.0644kg,改进后的靠背骨架总成质量为1.4854kg,质量减少了28.04%。改进后的靠背骨架共有8处缝焊,与原结构中的12处点焊、8处缝焊减少了仅三分之一的工作量。而且改进结构中我们所使用的轧制钢管结构的生产和加工与冲压件相比,模具的成本低,工艺简单,工序少,不需要使用大型的压力机械,具有更好的经济性能。

5.5     本章小结

本章参考其他座椅结构特点,针对本课题所研究的座椅存在的一些问题,对该座椅靠背骨架结构进行了改进设计。通过大量的仿真对比分析,参考法规中对座椅强度的有关规定,最终选取了直径为20mm的轧制钢管结构来替代原结构中的上框和上框加强板。经仿真分析验证,改进结构完全能够满足法规要求,并且成本较低,具有良好的经济性。法规要求。

6         结论与展望

本文运用有限元理论,应用HypermeshABAQUS两种有限元软件,参考我国座椅强度法规,对某国产轿车驾驶员座椅静态特性和头枕后移量及头枕静强度特性进行了仿真分析,并进行了试验验证。试验结果与仿真结果的比较证明本文所建立的有限元模型具有一定的精度,仿真结果是有效的,进而说明本文所采用的建模方法是可行的。本文的主要结论如下:

1、试验是座椅设计中非常重要的研究方法。本文采用物理量的电测法,使用电阻应变片测量了座椅骨架加载时应变的变化。根据试验得到的数据,本文对仿真分析的有限元模型进行了校正。通过最终的试验数据与仿真分析结果的比较,可以认为本文所采用的试验方法是可行的,具有一定的参考价值。

2、汽车座椅是一个由骨架、弹性元件、调节装置和蒙皮组成的复杂系统,座椅骨架支撑着整个座椅,承受着大部分的载荷,其性能决定着座椅系统的强度特性。因此在座椅静强度特性仿真分析中,可以忽略其他部分的影响,仅建立由壳单元和梁单元组成的座椅骨架有限元模型。试验结果与仿真结果的对比表明,本文建立的座椅骨架有限元模型具有一定的精度,是可靠的。同时仿真分析和试验结果都表明,按照我国法规要求加载时,座椅骨架静强度完全满足法规要求。

3、在座椅静强度有限元模型的基础上,本文增加了座椅骨架和座椅软垫的有限元模型,对该座椅头枕后移量和静强度特性进行了仿真分析。在我国法规标准中对检验头枕后移量和静强度的加载时要求使用头型和背板。在仿真分析中,本文对加载方式进行了简化。试验结果与仿真分析结果的比较证明本文所建立的有限元模型是可靠的,对座椅头枕的建模和简化方法以及对加载方式的简化是可行的。同时试验结果和仿真分析结果都表明,该座椅头枕后移量和静强度完全满足我国的法规要求。

4、本文在对比冲压薄板结构件与轧制薄壁钢管的各方面性能的基础上,参考其他座椅的骨架结构,对该轿车座椅骨架进行了优化设计。通过各种方案的仿真分析结果对比,最终确定了结构优化方案。改进方案与原结构比较,在满足强度要求的基础上,工艺更加简单,重量更轻,具有更好的经济性。本文对国产某轿车座椅静强度特性和头枕后移量和静强度特性进行了全面的仿真分析,通过试验验证了仿真结果的可靠性和有限元建模和简化方法的可行性,并对该座椅结构进行了改进设计,取得了一定成果。但由于时间有限,仍存在一些不足,可以在本文的基础上做进一步的研究,内容如下:

1、完善几何模型和有限元模型,细化部分结构,为简化模型提供更好的参考。由于时间限制和硬件条件有限,为了保证网格的质量,本文在建模时忽略部分结构件上的减重孔、安装孔、形状不规则的加强筋等小的结构。

在下一步的工作中,可以对这些结构进行详细建模并进行仿真分析,与简化模型仿真结果对比,为简化模型提供参考。

2、对座椅的动强度特性进行仿真分析,研究座椅的动强度特性和影响

座椅动强度特性的影响因素,以及动强度特性与静强度特性的关系,为座椅设计提供全面的参考。在本课题的研究过程中,我们对座椅的动强度特性进行了仿真分析,但仿真结果与试验不吻合,由于时间有限,没有做进一步的修改,因此没有写入本文。在以后的工作中应进一步调整动态仿真模型,对座椅的安全性能进行全面研究。

3、进一步研究座椅静态试验方法,使座椅静强度试验能够为仿真分析提供更有力的参考。

4、试制优化后的产品,对优化后的产品进行全面的试验检验,验证仿真分析的有效性和优化方案的可行性。

希望在本文工作的基础上,在今后的工作中能够借鉴本文的研究成果,对座椅的安全性能进行全面、系统的研究,为座椅的设计和优化提供参考。

7         致谢

值此论文完成之际,首先向辛勤培育我的导师张君媛副教授表示衷心的感谢,向在此期间给予我不断的支持和鼓励的姚为民老师表示深深的谢意。

感谢我的指导老师。在四年的大学期间,您无论在学业上还是生活上,都给了我巨大的支持和帮助。很多次在人生的十字路口,您不仅以一个师长的身份,还像朋友一样给予我许多积极的鼓励和真诚的意见。

感谢我的父母和家人在此期间在生活上给予我的无私帮助,支持我顺利

完成学业。

8         参考文献

[1]董玉石,汽车座椅骨架有限元分析,清华大学硕士学位论文,199713513

[2]QC/T4792,汽车座椅术语,1993550564

[3]陈家瑞等,汽车构造(下册),人民交通出版社,1994,第三版,369370

[4]王瑄、李宏光等,现代汽车安全,人民交通出版社,1998,第一版,279280

[5]叶彪,客车乘客座椅的乘坐舒适性,客车技术与研究,2003,第四期,21

[6]吴海波,汽车座椅CAD,吉林工业大学硕士论文,199615

[7]肖艳荣,座椅舒适度与人体工程学,铁道车辆,1997,第五期,32

[8]温吾凡,汽车人体工程学,吉林科学技术出版社,1991,第一版,123

[9]张洪欣、林逸,车身纵向角振动对平顺性的影响及座椅参数化,第五届汽车年会论文,1985

[10]W.Diebschlag,座椅人体工程学,现代工业出版社,1990

[11]黄斌、蒋祖华等,汽车座椅系统动态舒适性的研究综述,汽车科技,第六期,1316

[12]姚为民、孙丹丹,汽车座椅系统安全性综述,汽车技术,2002,第八期

[13]武一民、阎世竟,从安全性谈汽车座椅系统参数设计,汽车研究与开发,1999,第三期,26

[14]邱少波,汽车座椅系统的安全性要求及评价,汽车技术,1996,第七期,1219

[15]黄世霖,汽车碰撞与安全,清华大学出版社,2000,第一版,8182

 

 


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