客車(chē)座椅靜強(qiáng)度有限元仿真分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

劉明彬

安徽工程大學(xué)藝術(shù)學(xué)院，安徽蕪湖,241000

客車(chē)座椅靜強(qiáng)度有限元仿真分析與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

劉明彬

安徽工程大學(xué)藝術(shù)學(xué)院，安徽蕪湖,241000

以影響客車(chē)座椅安全性最大的座椅總成和座椅靠背為研究對(duì)象，通過(guò)有限元仿真分析和試驗(yàn)檢測(cè)座椅總成靜強(qiáng)度和靠背靜強(qiáng)度，發(fā)現(xiàn)客車(chē)座椅系統(tǒng)中應(yīng)力值較大且最早發(fā)生疲勞破壞的是調(diào)角器部位與座盆側(cè)板連接部位。針對(duì)試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行結(jié)構(gòu)和材料優(yōu)化，并通過(guò)數(shù)據(jù)對(duì)比分析，驗(yàn)證了優(yōu)化方案的正確性。

座椅；安全性；靜強(qiáng)度；應(yīng)力

汽車(chē)座椅作為減輕交通事故損傷的安全部件，在事故發(fā)生時(shí)起到了決定性保護(hù)作用，成為客車(chē)安全性研究中的重要部件之一。為了確保座椅對(duì)乘員的安全性保護(hù)，許多國(guó)家制定了相應(yīng)的安全標(biāo)準(zhǔn)和技術(shù)法規(guī)，從人機(jī)工程層面和材料運(yùn)用上，最大限度減輕事故發(fā)生時(shí)座椅結(jié)構(gòu)破壞和功能喪失對(duì)乘員的傷害。從客車(chē)座椅安全性能影響因素大小考慮，本文主要論證座椅靠背和座椅總成兩大部分。

1 客車(chē)座椅系統(tǒng)靜強(qiáng)度分析

客車(chē)座椅系統(tǒng)靜強(qiáng)度是衡量座椅承受靜態(tài)載荷能力的主要標(biāo)準(zhǔn)，是座椅被動(dòng)安全性設(shè)計(jì)的首要分析內(nèi)容，它對(duì)座椅系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式和材料屬性提出了基本強(qiáng)度要求。美國(guó)在其聯(lián)邦《機(jī)動(dòng)車(chē)座椅、座椅固定裝置強(qiáng)度要求和安全法規(guī)》中制定了與座椅靜強(qiáng)度相關(guān)的安全標(biāo)準(zhǔn)(FMVSS207座椅系統(tǒng)標(biāo)準(zhǔn))。歐洲的被動(dòng)安全性法規(guī)ECE-R17是根據(jù)歐洲人自身特點(diǎn)并對(duì)美國(guó)安全法規(guī)加以修正后提出的，對(duì)汽車(chē)座椅靜強(qiáng)度有較為完善的分類(lèi)和規(guī)定，已被世界各國(guó)所借鑒。而我國(guó)則主要根據(jù)GB15083-2006《汽車(chē)座椅、座椅固定裝置及頭枕強(qiáng)度要求和試驗(yàn)方法》中的具體法規(guī)，對(duì)座椅總成靜強(qiáng)度和靠背靜強(qiáng)度進(jìn)行研究與試驗(yàn)。

客車(chē)座椅系統(tǒng)靜強(qiáng)度分析是座椅被動(dòng)安全性設(shè)計(jì)的首要內(nèi)容。座椅不僅要減輕乘客的受限疲勞，在客車(chē)行駛中承受“路面-客車(chē)-乘員”整體系統(tǒng)的復(fù)雜載荷，還要與安全帶、扶手、頭枕和前排座椅靠背一起對(duì)乘客定位，以緩解事故發(fā)生時(shí)的碰撞(包括二次碰撞)強(qiáng)度。因此，座椅不僅要求合理的幾何參數(shù)、結(jié)構(gòu)形式、人體接觸面體壓分布以及由此產(chǎn)生的受載輪廓等特性，還要具有應(yīng)對(duì)懸架彈性元件(避振器和輪胎等振動(dòng)系統(tǒng))的沖擊和振動(dòng)的緩沖和消振特性。

客車(chē)座椅在行車(chē)和停車(chē)過(guò)程中所承受的“路面—客車(chē)—乘員”整體系統(tǒng)載荷非常復(fù)雜，再加上懸架彈性元件的沖擊與振動(dòng)緩沖、消振特性的影響，因此，很難通過(guò)試驗(yàn)仿真或計(jì)算機(jī)模擬演示得到確切數(shù)據(jù)，而是采用靜態(tài)加載的方式，從客車(chē)座椅靜強(qiáng)度特性出發(fā)，利用有限元軟件模擬分析進(jìn)行座椅總成骨架有限元模型邊界條件的設(shè)定。對(duì)座椅總成和靠背在靜態(tài)載荷作用下仿真計(jì)算各部件的參數(shù)變化和應(yīng)力分布情況，并折算為一種極限載荷，在有限元軟件模擬分析系統(tǒng)中對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行后處理。中華人民共和國(guó)國(guó)標(biāo)GB15083-2006對(duì)客車(chē)(M類(lèi))座椅系統(tǒng)的強(qiáng)度(包括靠背和座墊總成兩部分)及其固定裝置的強(qiáng)度要求和試驗(yàn)方法作了具體規(guī)定[1]。

1.1 座椅總成靜強(qiáng)度分析

對(duì)于座椅總成靜強(qiáng)度分析，中國(guó)國(guó)標(biāo)GB 15083-2006《汽車(chē)座椅、座椅固定裝置及頭枕強(qiáng)度要求和試驗(yàn)方法》參照美國(guó)聯(lián)邦機(jī)動(dòng)車(chē)安全法規(guī)FMVSS 207中的規(guī)定：在座椅總成質(zhì)心處水平向前、向后對(duì)其施加相當(dāng)于20倍座椅總質(zhì)量的載荷時(shí)，座椅應(yīng)能承受以上載荷，并且座椅主體骨架不得與車(chē)體分離以及座椅主體變形程度不得超過(guò)國(guó)標(biāo)安全法規(guī)(指美國(guó)和歐洲法規(guī))中幾何參數(shù)規(guī)定范圍[2]。對(duì)于前后、左右可調(diào)整機(jī)構(gòu)座椅，調(diào)整機(jī)構(gòu)在座椅總成質(zhì)量20倍載荷沖擊下，應(yīng)能保持原調(diào)整機(jī)構(gòu)的墊塊或彎?rùn)M梁可滑動(dòng)，移動(dòng)部件之間塑料隔振件不被破壞，但在極限載荷沖擊后調(diào)整機(jī)構(gòu)允許失去調(diào)整功能。對(duì)于座椅靠背的剛性強(qiáng)度，在FMVSS207和國(guó)標(biāo)GB 15083-2006中規(guī)定：當(dāng)對(duì)座椅靠背施加372 Nm的載荷時(shí)，座椅應(yīng)能承受以上載荷，追尾碰撞時(shí)，乘員身體沿靠背向上滑動(dòng)距離范圍、靠背對(duì)乘員產(chǎn)生的回彈強(qiáng)度以及乘員頭部與胸部的相對(duì)水平運(yùn)動(dòng)范圍、從胸部傳遞給頭部的剪力值范圍，座墊的有效深度、傾角、軟硬程度和摩擦系數(shù)，一般不會(huì)對(duì)乘員造成直接沖擊傷害。但其結(jié)構(gòu)和參數(shù)值會(huì)影響到乘員的運(yùn)動(dòng)過(guò)程、外部載荷的絕對(duì)值大小和約束力施加到乘員身體上的方式，從而影響頸椎傾角、胸部?jī)A角、軀干基準(zhǔn)線與X軸間的夾角等參數(shù)，對(duì)座椅靠背剛度選擇和座椅安全性產(chǎn)生一定的影響。法規(guī)規(guī)定加載示意圖如圖1所示。

圖1 座椅總成靜強(qiáng)度加載示意圖

圖2 座椅總成靜強(qiáng)度仿真應(yīng)力圖

選擇質(zhì)量為21 kg的客車(chē)座椅(包括座椅骨架、固定支架、座椅調(diào)角器、彈性材料、軟墊和護(hù)面等)，模擬計(jì)算時(shí)所施加的載荷應(yīng)為4 108 N。利用有限元軟件Hypermesh對(duì)幾何模型進(jìn)行前期處理，運(yùn)用ABAQUS軟件仿真分析計(jì)算。在座椅質(zhì)心處施加一個(gè)沿水平向前和向后的集中載荷，并通過(guò)MPC(多點(diǎn)約束)將質(zhì)心與質(zhì)心附近區(qū)域連接。由于座椅橫向結(jié)構(gòu)基本對(duì)稱(chēng)，所以在承受載荷后左右對(duì)稱(chēng)點(diǎn)處應(yīng)力分布基本相同。座椅總成在承受以上載荷作用時(shí)，最大應(yīng)力值為219 Mpa，出現(xiàn)在調(diào)角器與靠背連接部位及座盆側(cè)板連接部位。而靠背采用的St12(普通級(jí)冷軋薄鋼)屈服強(qiáng)度最大值為280 Mpa，抗拉強(qiáng)度在270～410 Mpa之間，即屈服極限為280 Mpa，其余部位的負(fù)荷力均在200 Mpa以下。座椅應(yīng)力分布見(jiàn)圖2。在4 108 N的載荷作用下，最大位移量出現(xiàn)在靠背連接頭枕的橫管處，約4 mm，符合國(guó)際及國(guó)內(nèi)對(duì)座椅總成靜強(qiáng)度的要求。座椅位移見(jiàn)圖3。

圖3 座椅總成靜強(qiáng)度仿真位移圖

1.2 座椅靠背靜強(qiáng)度分析

對(duì)于帶有頭枕的客車(chē)座椅，座椅靠背吸能區(qū)域指位于距座椅縱向中心面70 mm的左、右兩縱向垂直面之間，從過(guò)R點(diǎn)沿基準(zhǔn)線向上635 mm處垂直于基準(zhǔn)線的平面以上的區(qū)域。在此區(qū)域內(nèi)，乘員乘坐時(shí)保持脊柱的正常自然形態(tài)和正確乘坐姿勢(shì)。座椅靠背傾角略小于上體與大腿的夾角約95°～112°[3]。在后向碰撞時(shí)，碰撞壁對(duì)人體的碰撞緩沖和碰撞靜強(qiáng)度負(fù)荷力分布最小、最均勻，座椅靠背安全性能最高。對(duì)于座椅靠背靜強(qiáng)度，2000年美國(guó)聯(lián)邦機(jī)動(dòng)車(chē)FMVSS207法規(guī)和中國(guó)汽車(chē)座椅固定裝置及頭枕強(qiáng)度要求和試驗(yàn)方法(GB15083-2006)規(guī)定：對(duì)座椅靠背沿縱向向前、向后施加相對(duì)于座椅基準(zhǔn)點(diǎn)R點(diǎn)372 Nm力矩的載荷時(shí)，座椅及固定點(diǎn)應(yīng)能承受同等以上載荷[4]。試驗(yàn)過(guò)程中及試驗(yàn)后，座椅骨架、座椅固定點(diǎn)、調(diào)節(jié)系統(tǒng)或鎖止機(jī)構(gòu)不得打開(kāi)或失效，角調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)不得松脫，且能承受規(guī)定載荷，并保持在安全移動(dòng)范圍內(nèi)的位置，但允許在碰撞過(guò)程中產(chǎn)生不會(huì)導(dǎo)致二次傷害的永久變形或局部斷裂[5]。歐洲汽車(chē)標(biāo)準(zhǔn)法規(guī)(ECE-R17)中對(duì)靠背靜強(qiáng)度規(guī)定：對(duì)座椅靠背沿縱向向前、向后施加于座椅R點(diǎn)530 Nm力矩的載荷時(shí)，座椅及座椅固定點(diǎn)應(yīng)能承受同等以上載荷。試驗(yàn)過(guò)程中，座椅骨架、座椅固定點(diǎn)不應(yīng)損壞，座椅總成不得與車(chē)身本體分離。對(duì)于可調(diào)式客車(chē)座椅，調(diào)節(jié)裝置和鎖止機(jī)構(gòu)在試驗(yàn)中應(yīng)能保持原調(diào)節(jié)位置[6]，且試驗(yàn)后不得打開(kāi)或失效，角調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)不得松脫。ECE-R17對(duì)靠背靜強(qiáng)度加載見(jiàn)圖4。

圖4 ECE-R17對(duì)靠背靜強(qiáng)度加載示意圖

整體式頭枕座椅，在距乘坐基準(zhǔn)點(diǎn)(R點(diǎn))540 mm處在與參考線相垂直的平面上，距軀干基準(zhǔn)線兩側(cè)85 mm處的兩個(gè)縱向垂直面所包括的區(qū)域內(nèi)施加1 100 N的負(fù)荷力。加載時(shí)，以集中載荷施加于上框中部，通過(guò)MPC點(diǎn)將上框附近區(qū)域連接[7]，使負(fù)荷力均勻分布于靠背區(qū)域。最大應(yīng)力值主要集中出現(xiàn)在靠背連接處與調(diào)角器部位，約為226 Mpa。由于靠背結(jié)構(gòu)采用的St12屈服極限為280 MPa，最大應(yīng)力值小于St12的屈服極限。座椅靠背靜強(qiáng)度應(yīng)力如圖5所示。在最大應(yīng)力值作用下，座椅的最大位移值出現(xiàn)于靠背連接頭枕的橫管處[8]，最大位移量為11.7 mm。座椅靠背靜強(qiáng)度位移如圖6所示。當(dāng)對(duì)座椅靠背施加向后翻的530 Nm力矩時(shí)，性能仍然滿(mǎn)足法規(guī)要求，并留有很大余量。

圖5 座椅靠背靜強(qiáng)度應(yīng)力仿真圖

2 客車(chē)座椅系統(tǒng)靜強(qiáng)度仿真分析與試驗(yàn)

根據(jù)GB 15083-2006中對(duì)M類(lèi)座椅固定裝置強(qiáng)度要求和試驗(yàn)方法的規(guī)定，利用有限元軟件Hypermesh對(duì)座椅總成靜強(qiáng)度以及座椅靠背靜強(qiáng)度進(jìn)行前期處理和仿真分析，運(yùn)用ABAQUS軟件仿真分析計(jì)算。結(jié)果顯示，試驗(yàn)座椅骨架在三種體系法規(guī)要求以上的靜載荷作用下其強(qiáng)度滿(mǎn)足法規(guī)要求，并得到了相應(yīng)載荷作用下的應(yīng)力值最大位置、最大應(yīng)力值以及最大位移量。調(diào)角器部位與座盆側(cè)板連接部位的仿真最大應(yīng)力值沒(méi)有超過(guò)材料的屈服極限，但座椅材料和結(jié)構(gòu)形式會(huì)隨著使用壽命和路面?zhèn)鬟f給車(chē)身的交變載荷作用[9]，在一定的循環(huán)次數(shù)后萌生裂紋，隨著裂紋的持續(xù)擴(kuò)展而發(fā)生斷裂。交變載荷或循環(huán)載荷對(duì)金屬材料在低于強(qiáng)度屈服極限的應(yīng)力水平下會(huì)提前失效[10]，導(dǎo)致材料或結(jié)構(gòu)發(fā)生疲勞破壞，這種交變載荷在給座椅材料和結(jié)構(gòu)帶來(lái)疲勞破壞的同時(shí)，還會(huì)嚴(yán)重影響座椅的使用安全性。

圖6 座椅靠背靜強(qiáng)度位移仿真圖

2.1 座椅系統(tǒng)循環(huán)載荷試驗(yàn)

試驗(yàn)采用座椅骨架主要材料為St12，調(diào)角器橫管為Q235，加強(qiáng)板材料、座椅懸置總成前支架和靠背連接處的底部縱梁材料為08Al(優(yōu)質(zhì)冷沖壓薄板鋼中的Al脫氧鎮(zhèn)靜鋼冷軋板)，屈服極限為195 Mpa。在座椅總成20倍質(zhì)量載荷作用下，前支架部分最大應(yīng)力值為210 Mpa，加強(qiáng)板部分最大應(yīng)力為230 Mpa，超過(guò)08Al屈服極限，座椅懸置總成上部加強(qiáng)板部分將產(chǎn)生塑性變形。在該座椅中的調(diào)角器橫管材料為Q235，屈服極限為235 Mpa。調(diào)角器橫管座椅總成20倍質(zhì)量載荷作用下最大應(yīng)力部分出現(xiàn)在調(diào)角器與座墊總成的連接處，最大應(yīng)力值為264 Mpa，超過(guò)了Q235的屈服極限而發(fā)生塑性變形。根據(jù)QC/T 740-2005《乘用車(chē)座椅總成》的載荷條件進(jìn)行加載，對(duì)座椅靠背頂部中心處施加一個(gè)水平向后方向300 N以下的水平方向半正弦循環(huán)載荷試驗(yàn)，頻率為30次/min，在10 000次循環(huán)載荷后得到座椅循環(huán)載荷曲線和座椅靠背骨架總成的疲勞壽命圖，如圖7、8所示。

圖7 座椅循環(huán)載荷曲線

圖8 座椅疲勞壽命圖

從試驗(yàn)分析結(jié)果可以得到：座盆側(cè)板連接處與座椅調(diào)角器的使用壽命較短，最低壽命為1.82+005次。因此，需對(duì)此進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)、材料優(yōu)化及厚度增加，特別是加強(qiáng)板和座椅懸置總成前支架的08Al材料應(yīng)及時(shí)更換，以提高座椅調(diào)角器的結(jié)構(gòu)形式和兩個(gè)部位的材料機(jī)械強(qiáng)度和抗疲勞程度，避免這兩個(gè)部位在法規(guī)載荷下出現(xiàn)塑性變形和疲勞破壞，包括最大應(yīng)力值超過(guò)材料屈服極限而產(chǎn)生塑性變形，以避免造成不必要的人身傷害。

2.2 座椅系統(tǒng)材料優(yōu)化與結(jié)構(gòu)改進(jìn)

調(diào)角器橫管將Q235(普通碳素結(jié)構(gòu)鋼)換用為高強(qiáng)度材料SS490(日本碳素鋼)，材料屈服極限從235 Mpa提升到285 Mpa，超過(guò)了試驗(yàn)最大應(yīng)力值264 Mpa，但余量較小。為了提高座椅的安全系數(shù)，橫管厚度可增加0.5 mm或1 mm，在285 Mpa的基礎(chǔ)上再次提高材料屈服極限。對(duì)調(diào)角器采用護(hù)套式結(jié)構(gòu)，提高鎖止強(qiáng)度、同步解鎖性能，并能方便地實(shí)現(xiàn)靠背角度的有級(jí)調(diào)節(jié)和快速折疊。座椅靠背連接處的底部縱梁、加強(qiáng)板和座椅懸置總成前支架材料采用的材料為08Al，應(yīng)力值最高達(dá)到264 MPa，已超過(guò)材料的屈服強(qiáng)度極限并產(chǎn)生塑性變形，因此更換高強(qiáng)度材料SS490，縱梁厚度減少0.5 mm，材料屈服極限為329 Mpa，大大超過(guò)試驗(yàn)的最大應(yīng)力值。座盆側(cè)板連接部位與連接塊是評(píng)估座椅失效與否的重要部件[11]，其后部連接塊的最大應(yīng)力值達(dá)到215 Mpa，前部連接塊處最大應(yīng)力值達(dá)到181 Mpa，已接近屈服極限235 Mpa。因此，對(duì)前后連接塊進(jìn)行材料更換，并改進(jìn)結(jié)構(gòu)，以提高其安全系數(shù)。在行車(chē)中，前后部連接塊部位受到前后方向的循環(huán)載荷和交變載荷最為頻繁。為提高材料屈服極限，應(yīng)采用SS490材料，并對(duì)前連接塊增加與前連接塊厚度相同的加強(qiáng)板。對(duì)后連接塊采用加強(qiáng)筋的方式，雖然會(huì)增加座椅安裝的難度，但材料屈服極限可提高50 Mpa，保證有足夠的剛度。

3 結(jié)束語(yǔ)

從客車(chē)座椅安全性角度出發(fā)，對(duì)座椅總成靜強(qiáng)度和靠背靜強(qiáng)度仿真分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)施加GB15083-2006法規(guī)規(guī)定的集中載荷后，最大應(yīng)力值主要出現(xiàn)在座椅座盆側(cè)板連接部位與調(diào)角器部位。針對(duì)這兩個(gè)部位在座椅R點(diǎn)施加水平方向半正弦循環(huán)載荷試驗(yàn)，并對(duì)試驗(yàn)獲取的座椅循環(huán)載荷曲線和座椅靠背骨架總成的疲勞壽命數(shù)據(jù)分析圖展開(kāi)分析、對(duì)比，發(fā)現(xiàn)疲勞破壞最早發(fā)生部位和最大應(yīng)力值出現(xiàn)部位都集中在座椅靠背與總成的連接位置。通過(guò)分析座椅座盆側(cè)板連接部位和調(diào)角器部位應(yīng)力值大小，尋找出一組合理的材料優(yōu)化和結(jié)構(gòu)形式改進(jìn)方案，并通過(guò)試驗(yàn)結(jié)果和數(shù)據(jù)對(duì)比分析驗(yàn)證了優(yōu)化方案的正確性。從座椅系統(tǒng)靜強(qiáng)度的改善方面提高座椅骨架結(jié)構(gòu)的材料強(qiáng)度、剛性，并改進(jìn)結(jié)構(gòu)形式，以提高客車(chē)座椅的使用安全性。

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(責(zé)任編輯：汪材印)

10.3969/j.issn.1673-2006.2015.02.025

2014-08-10

安徽省教育廳教研項(xiàng)目“《家具設(shè)計(jì)》課程教學(xué)內(nèi)容與教學(xué)模式的創(chuàng)新研究”(2014jyxm188)。

劉明彬(1982-)，安徽蕪湖人，碩士，講師，主要從事座椅設(shè)計(jì)研究。

TH114

A

1673-2006(2015)02-0096-04