|
汽车与公路设备 |
|
| 按行业筛选 |
|
|
| 按产品筛选 |
|
|
| |
|
查看本类全部文章 |
| |
|
|
|
|
某轿车后排座椅骨架CAE分析及轻量化设计 |
|
|
作者： |
|
1 前言
近年来，汽车道路交通事故呈逐年上升趋势，座椅作为减少损伤的安全部件对乘员起到了决定性保护作用。为适应座椅安全性要求的提高，例如GB15083-2006中关于行李冲击强度的要求，以及企业的靠背刚度试验标准的要求(相对法规更严格)。导致传统方法设计开发的座椅质量和成本增加。关于汽车座椅系统的安全性，国外学者开展了许多研究，其中包括碰撞过程中座椅系统对乘员承受能量的分散作用、新型材料和新加工成型技术的应用对座椅性能的影响，以及质量、成本的节约问题；而国内主要研究了座椅骨架的结构强度以及头枕性能等安全性方面的问题。
本文结合某企业轿车后排座椅轻量化设计的实际项目，依据企业关于座椅骨架静刚度行李冲击强度的安全性要求，基于计算机辅助分析手段对座椅骨架提出了优化设计方案。
2 座椅靠背的静刚度试验与仿真分析
座椅靠背采用分体式结构，即分为40％靠背和60％靠背两部分。图1为座椅靠背的几何模型。
图1 座椅靠背几何模型
座椅靠背的静刚度直接影响座椅的使用性能，设计要求当一个人“舒服的坐下”到后排座椅上时，靠背框架不应产生不允许的永久变形。根据企业靠背刚度试验标准，在靠背的内部上沿(分开部分)即图2的加载区处，分别沿水平方向向前和向后施加F=800N的载荷，要求施力点在水平方向上的最大变形和永久变形分别不超过20mm和5mm。
图2 靠背刚度试验示意
根据试验要求建立了该座椅靠背的有限元分析模型，网格基准尺寸定义为6mm shell单元，共44188个节点，42132个单元，838个剐性单元。按照与试验相同的情况进行静态加载分析。表1给出了仿真计算结果和试验结果的对比，表明了仿真结果在工程意义上具有的可信度。
3 座椅靠背的行李冲击强度仿真分析
GB15083-2006《行李位移乘客防护装置的试验方法》中规定采用滑车试验台进行座椅的行李冲击试验。试验样块尺寸为300mm×300mm×300mm，棱边倒角为20mm，质量为18kg。
为了确定试验样块纵向安放位置，将其放置于行李舱的地板上，其前部与座椅靠背接触，然后沿平行于车辆的纵向中心线向后移动200mm。此外，车辆纵向中性面与试验样块内侧边缘的距离应为25mm，以使两试验样块之间有50mm的距离，如图3所示。
图3 试验样块质量及其布置
试验过程中及试验后，如果座椅以及闭锁装置仍保持原来位置，则认为满足试验结果要求。在试验期间允许座椅靠背及其紧固件变形，条件是试验靠背和头枕部分的前轮廓不能向前方超出一横向垂面，此平面经过座椅R点前方150mm处的点(对头枕部分)与座椅R点前方100mm处的点(对座椅靠背部分)。
动态仿真计算基于LS-DYNA 3D显式有限元软件定义靠背后表面和刚性试验样块之间的接触。控制时间步长为2.95×10-4ms，计算总时间设为120ms。计算时不考虑靠背的焊点失效问题，所以采用Rigidbody模拟焊点。试验样块定义为刚性体，采用20号刚性材料和solid单元，有限元模型如图4所示。
图4 行李冲击试验有限元模型
闭锁机构通过与锁支架螺栓连接固定到靠背上，车身上的锁钩与闭锁机构配合锁止，实现座椅靠背与车身的连接。由于闭锁机构内部零件过于复杂，本文不对其进行有限元建模和分析，而将其简化成梁单元，单元两端与锁支架和锁钩分别定义为刚性连接，通过计算获得闭锁机构的受力情况，可作为对闭锁机构本身所能承受的外力的要求。中支架和外支架与车身通过铰链连接，用旋转铰模拟，释放横向转动。模型中忽略了行李舱地板和试验样块之间的摩擦，按照法规要求给整个模型一个纵向50km/h的初速度，使锁钩和铰链片施加减速度模拟滑车减速。发生碰撞前，滑车带着座椅以50km/h的初速度作减速运动，减速度曲线如图5所示，其中，实线围成区域为GB15083-2006要求的台车减速度时间曲线限定区域。
图5 滑车减速度曲线
计算后得出，试验样块与靠背在55.3ms时刻发生碰撞，相对速度为7.98m/s以。从图6的变形量与时间关系曲线可以看到，座椅的最大变形量出现在88.4ms时刻，碰撞过程中头枕以及靠背骨架都没有超过座椅R点前方100mm处，变形图如图7所示。
图7 后排座椅冲击最大变形示意
图8为碰撞过程中试验样块纵向加速度曲线，由于靠背有25°的倾角，在碰撞开始时试验样块棱倒角与靠背接触，碰撞过程中试验样块发生转动，此时接触力很小，所以曲线在70ms前后出现波谷，使得靠背对试验样块的缓冲时间减短，试验样块加速度峰值较高。其后出现的两个细长波峰主要是碰撞过程中两个试验样块自身接触导致，与靠背受到的冲击无关。
图8 试验样块纵向加速度曲线
图9为用于简化模拟闭锁结构的梁单元受力曲线，从曲线上可以看出60％一侧的梁单元在碰撞过程中由于要承受两个试验样块的冲击，需要吸收更多能量，导致受力远高于40％一侧的梁单元。法规要求试验过程中锁扣不允许脱落，这就要求闭锁机构至少承受25kN的纵向力，考虑到仿真误差，可以适当提高闭锁机构的承受力要求。
图9 梁单元合力输出曲线
4 轻量化改进设计及仿真验证
从试验和CAE分析结果看．无论是静刚度还是冲击强度，座椅靠背均有轻量化改进设计的空间。本文采用尺寸优化方法，根据座椅靠背刚度试验的条件和要求，确定由有限元模型的加载条件和边界条件组成的子工况进行优化分析。40％和60％靠背上尺寸优化零件如图10所示。
图10 40％和60％靠背上尺寸优化零件
设置尺寸优化的设计目标是质量最轻：约束条件是施加载荷处的节点水平位移量小于20mm；设计变量是靠背骨架的梁和中支撑板厚度；设定原结构各部件的厚度为初始厚度。
按照座椅靠背刚度试验工况要求，确定边界条件并对靠背内部上沿施加800N的均布力。
目标函数分别经过4次和7次迭代后收敛，各个厚度变量的迭代过程如图11和图12所示。
图11 40％靠背厚度变量迭代过程
图12 60％靠背厚度变量迭代过程
重新设计梁骨架厚度，与原结构粱骨架厚度进行对比如表2所列。
优化后座椅靠背骨架的质量是11.39kg，比原结构质量13.11kg减轻了13.1％。表3给出了优化后靠背刚度试验仿真分析结果，优化结构最大弹性变形为17.64mm。没有超过20mm的标准；最大塑性变形为3.78mm，也没有超过5mm的企业标准。由此证明，优化结构仍然满足座椅靠背静刚度要求。
在轻量化结构冲击试验中．座椅的最大变形量比原结构增加了约50mm，最大变形点在60％靠背上。虽然优化后的60％靠背强度有所下降，但碰撞过程中头枕以及靠背骨架均未超过座椅R点前方100mm处，满足《行李位移乘客防护装置的试验方法》要求。梁单元的受力情况基本不变。保证闭锁机构承受力仍为25kN。
如果仅从符合法规要求考虑．即使考虑到CAE分析的误差，该座椅靠背也存在一定的轻量化空间，本文结果可以作为设计参考。
5 结束语
采用有限元方法，对某轿车后排座椅靠背的静刚度和行李冲击强度进行了CAE分析。根据仿真结果提出对闭锁机构承受力不低于25kN的要求，采用尺寸优化方法寻求靠背骨架的最佳厚度组合，并提出了靠背骨架厚度重新设计优化方案。在质量减轻13％的情况下，仍能满足相应法规要求，证明该座椅靠背存在进一步减轻质量的可能。
|
|
| 文章内容仅供参考
(投稿)
(如果您是本文作者，请点击此处)
(2/26/2012) |
对 汽车与公路设备 有何见解？请到 汽车与公路设备论坛 畅所欲言吧！
|
