随着汽车工业现代化技术的发展，汽车广泛的进入人们生活中，而汽车座椅做为与人体直接接触的部件，其舒适性和安全性的重要程度是不言而喻的。本文应用Hypermesh软件对汽车座椅静强度及碰撞及逆行有限元仿真分析，以供参考。
标签：汽车座椅；强度；碰撞；有限元仿真分析
引言
近年来，随着汽车保有量的增加，汽车道路交通事故呈逐年上升趋势。在这些事故中，座椅作为减少损伤的安全部件对乘员起到了决定性的保护作用，使其成为汽车安全性研究中的重要部件。采用有限元仿真技术，对座椅靠背进行静强度以及碰撞冲击强度分析，可减少开发过程中设计、试验、分析和评价循环的成本，缩短研究时间。
GB15083-2006标准中要求：当座椅处于制造厂所规定的正常使用位置时，构成行李舱的座椅靠背或头枕应具有足够的强度以保护乘员不因行李的前移而受到伤害。试验的过程中及试验后，如果座椅及其锁止装置仍保持在原位置，则认为满足此要求。
一、汽车座椅有限元模型的建立
（一）、搭建模型：用Hypermesh中的提取中面功能，抽取中面建立有限元模型，搭建被测汽车座椅骨架模型和地板模型，在不影响正常分析结果的前提下适当简化了运算模型，见图1。
图1 座椅强度分析的有限元模型
其中座椅骨架采用壳单元进行网格划分，采用单元长度基准为10mm、最小单元长度不小于5mm、最大单元长度不大于13mm的规则来划分网格。各钣金件之间的焊点和螺栓用刚性连接模拟。建立的有限元模型共有节点个28640，壳单元23477个，体单元7718个，刚性连接694个。利用ANSA软件LS-DYNA模块对图1所示模型进行边界条件的加载及其属性（材料参数和厚度）定义，其中座椅骨架所用材料及厚度、直径见表1。模型的加载过程按照标准GB15083-2006中的要求进行，发生碰撞前，行李箱模块以50km/h的初速度做减速运动，减速度为20g。
表1 座椅骨架材料
（二）、边界条件的确定
在进行座椅强度分析时，根据座椅与车身地板的连接形式和安装位置，在座椅骨架中锁柄连接处以及靠背与车身地面的铰接处施加约束。在仿真时，锁柄连接处各约束点的6个自由度全部被约束，靠背与车身地面连接处的约束点释放y方向转动自由度，从而达到標准工程的规定要求.
二、座椅静强度及碰撞仿真分析
（一）、座椅靠背静强度仿真分析
1、座椅靠背静强度仿真分析
座椅静强度特性直接影响着座椅的安全性，是座椅设计中的重要问题。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。针对所构建的座椅靠背的有限元模型，进行座椅靠背静强度仿真分析。
根据GB 15083-2006《汽车座椅系统强度要求及试验方法》的规定，分别通过靠背各自的质
心沿水平向前施加相当于各自重量20倍的负荷。经过测量座椅靠背的质量分别为7.98、11.44 kg，则模拟计算时所施加的载荷分别为1565、2242 N。在实际情况中，加载并不是固定在一个点处施加负荷，在加载时通过MPC点（多点约束）将质心与质心附近区域连接，使负荷力分布均匀。MPC是对节点的一种约束，即将某节点的依赖自由度定义为其他若干节点独立自由度的函数。
中国汽车模型网2、仿真分析结果
经Nastran计算，图2为加载后靠背的应力分布图。从图中可以看出，在承受载荷后应力分布基本对称。靠背在承受以上载荷作用时，应力较大的部位主要集中在靠背中上部，接近头枕部位。最大应力出现在靠背中部，接近于中间梁，最大值为520 MPa。其余部位的应力均处于200 MPa以下。
图2 座椅靠背静强度应力云图
座椅靠背静强度仿真分析与座椅总成静强度仿真分析使用相同的简化模型。参照国家标准GB15083-2006的规定：通过座椅靠背上框水平向后施加一个相对于座椅R点为530NM的力
矩，座椅应能承受以上载荷，座椅及座椅固定点应能承受以上载荷；锁止机构不得打开；位移及角调节机构不得松脱。
由图3可以看出，座椅在承受通过质心的20倍力的载荷时，最大位移处在左靠背右上角，最大位移量为312mm。分析结果表明，该座椅靠背在静态工况下情况较好，符合标准要求，最大应力处属于局部应力集中，对座椅的安全性影响不大。
图3 座椅靠背静强度位移云图
（二）、头枕静强度仿真分析
1、头枕后移量分析
GB15083-2006中规定：用假背对座椅加载，使得绕R点的后翻力矩为373Nm。在此基础上，头枕再承受相对于座椅参考点R点大小为373Nm的力矩时，头枕最大后移量不应超过102mm。同时法规规定了加载位置为头枕Z方向最高位置向下65mm处。
本文将后翻力矩和加载力矩均转化成力的形式施加，在头枕顶部将373Nm的后翻力矩转化成
力均布到32个节点上，每个节点受力15.5N。同时将加载力矩作用于法规要求的作用点，大小为496N，如图4所示。
图4 后翻力矩转加载应力云图
2、分析结果
通过计算，座椅头枕顶部的最大位移为62mm，小于102mm，满足相关法规要求。因此可以得出结论，在施加法规中规定力矩以后，该汽车驾驶员座椅的靠背静强度不仅完全满足国家标准的要求，并且还留有一定的余量。
（三）、座椅碰撞强度分析
1、座椅靠背碰撞强度分析
针对之前所建立的座椅靠背有限元模型，根据GB 15083的规定，将2个刚性模块放置于行李舱的地板上，为了确定纵向安放位置，应先将模块放置在座椅靠背后部，其前部与座椅靠背接触，然后沿平行于车辆的纵向中心方向往后移动，直至其质心移动200 mm的水平距离。
此外，车辆纵向中性面与刚性模块内侧边缘的距离应为25 mm，以使两刚性模块之间有50 mm的距离。在仿真分析时，所研究座椅属于可调式座椅，分别将其调到最后位置，并将靠背锁止在设计角度的位置。调整后靠背与竖直方向的夹角为25°。发生碰撞前，刚性模块以50 km/h的初速度作减速运动，减速度为20 g。计算后得，发生碰撞时的冲击速度为10.84 km/h。
2、结果分析
经分析计算，图5为刚性模块与座椅靠背发生碰撞后，靠背的应力分布图。从图中可以看出，在碰撞变形最大时，应力分布比较均匀，其中最大应力处位于靠背中部固定位置，最大值为400 MPa，其余部位的应力均处于200 MPa以下。
图5 座椅靠背冲击强度应力云图
从图5中可以看出，在碰撞变形最大时，最大位移处在左靠背右上角，最大位移量为53.18 mm。分析结果表明，该座椅靠背在动态工况下变形不大，满足国家标准的要求，最大应力处属于局部应力集中。在今后的设计中仅需加强局部的刚度及强度，消除应力集中。
三、优化及验证
（一）、拓扑优化
目前，很多国内、外设计人员都应用拓扑优化技术为工业产品其中包含汽车业提供新的设计方案和材料分布方案。拓扑优化的基本思想应用于产品的概念设计阶段，计算结果反馈给设计人员并做适当修改后，其设计方案在结构和性能上都比其他概念设计的方案效果更優。
回到主面板，选择合适的分析文件保存路径，确定export options选项为all，put options选项为optimization，点击右侧按钮分析，最后经过步迭代得出铰接板和内侧板应力云图，如图6所示。
图6 迭代后的铰接板和内侧板应力云图
通过查看其单元密度云图可指导我们对结构进行重新设计，如下图7所示。
图7 优化后的铰接板和内侧板厚度云图
（二）、优化后座椅结构的强度验证
优化后，再用以上工况进行验证，最终结构的应力云图如图8所示。
图8 优化结果在530NM工况下的强度验证
从图8中可以看出，优化后的部件最大应力为318Mpa，略高于材料的屈服极限，但是远低于强度极限，并且应力最大部位为内侧板与调角器连接的螺栓孔处，因此认为优化结构是合理的，在可接受范围内。
结论
针对被测汽车座椅，利用Hypermesh进行有限元分析汽车座椅，依照GB15083法规进行了座椅强度仿真分析，从中可以观察整个碰撞过程中座椅系统各部件的形状、应力等变化过程，从而方便设计人员对其结构及材料进行优化和改进。利用有限元分析的方法，在产品开发前避免重复设计，缩短了产品开发的周期，节约了成本。
参考文献：
[1] 周炜，张天侠.轿车与公路护栏碰撞的有限元仿真[J].北京工业大学学报，2008，34（3）：298-303.
[2] 李强，唐鬼亨，丁晓东.GB 15083-2006汽车座椅系统强度要求及试验方法[S].北京：中国标准出版社，2006.
[3] 王宏雁，张丹.汽车座椅有限元建模与计算[J].同济大学学报，2004， 32（7）：947-951.
发布评论