劉明彬

安徽工程大學(xué)藝術(shù)學(xué)院，安徽蕪湖,241000

客車座椅靜強(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

以影響客車座椅安全性最大的座椅總成和座椅靠背為研究對象，通過有限元仿真分析和試驗檢測座椅總成靜強(qiáng)度和靠背靜強(qiáng)度，發(fā)現(xiàn)客車座椅系統(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。針對試驗結(jié)果進(jìn)行結(jié)構(gòu)和材料優(yōu)化，并通過數(shù)據(jù)對比分析，驗證了優(yōu)化方案的正確性。

座椅；安全性；靜強(qiáng)度；應(yīng)力

汽車座椅作為減輕交通事故損傷的安全部件，在事故發(fā)生時起到了決定性保護(hù)作用，成為客車安全性研究中的重要部件之一。為了確保座椅對乘員的安全性保護(hù)，許多國家制定了相應(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)生時座椅結(jié)構(gòu)破壞和功能喪失對乘員的傷害。從客車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 客車座椅系統(tǒng)靜強(qiáng)度分析

客車座椅系統(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)，是座椅被動安全性設(shè)計的首要分析內(nèi)容，它對座椅系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)形式和材料屬性提出了基本強(qiáng)度要求。美國在其聯(lián)邦《機(jī)動車座椅、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))。歐洲的被動安全性法規(guī)ECE-R17是根據(jù)歐洲人自身特點并對美國安全法規(guī)加以修正后提出的，對汽車座椅靜強(qiáng)度有較為完善的分類和規(guī)定，已被世界各國所借鑒。而我國則主要根據(jù)GB15083-2006《汽車座椅、座椅固定裝置及頭枕強(qiáng)度要求和試驗方法》中的具體法規(guī)，對座椅總成靜強(qiáng)度和靠背靜強(qiáng)度進(jìn)行研究與試驗。

客車座椅系統(tǒng)靜強(qiáng)度分析是座椅被動安全性設(shè)計的首要內(nèi)容。座椅不僅要減輕乘客的受限疲勞，在客車行駛中承受“路面-客車-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乘客定位，以緩解事故發(fā)生時的碰撞(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)對懸架彈性元件(避振器和輪胎等振動系統(tǒng))的沖擊和振動的緩沖和消振特性。

客車座椅在行車和停車過程中所承受的“路面—客車—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緩沖、消振特性的影響，因此，很難通過試驗仿真或計算機(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。對座椅總成和靠背在靜態(tài)載荷作用下仿真計算各部件的參數(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)中對計算結(jié)果進(jìn)行后處理。中華人民共和國國標(biāo)GB15083-2006對客車(M類)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)度要求和試驗方法作了具體規(guī)定[1]。

1.1 座椅總成靜強(qiáng)度分析

對于座椅總成靜強(qiáng)度分析，中國國標(biāo)GB 15083-2006《汽車座椅、座椅固定裝置及頭枕強(qiáng)度要求和試驗方法》參照美國聯(lián)邦機(jī)動車安全法規(guī)FMVSS 207中的規(guī)定：在座椅總成質(zhì)心處水平向前、向后對其施加相當(dāng)于20倍座椅總質(zhì)量的載荷時，座椅應(yīng)能承受以上載荷，并且座椅主體骨架不得與車體分離以及座椅主體變形程度不得超過國標(biāo)安全法規(guī)(指美國和歐洲法規(guī))中幾何參數(shù)規(guī)定范圍[2]。對于前后、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)的墊塊或彎橫梁可滑動，移動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。對于座椅靠背的剛性強(qiáng)度，在FMVSS207和國標(biāo)GB 15083-2006中規(guī)定：當(dāng)對座椅靠背施加372 Nm的載荷時，座椅應(yīng)能承受以上載荷，追尾碰撞時，乘員身體沿靠背向上滑動距離范圍、靠背對乘員產(chǎn)生的回彈強(qiáng)度以及乘員頭部與胸部的相對水平運(yùn)動范圍、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)，一般不會對乘員造成直接沖擊傷害。但其結(jié)構(gòu)和參數(shù)值會影響到乘員的運(yùn)動過程、外部載荷的絕對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、胸部傾角、軀干基準(zhǔn)線與X軸間的夾角等參數(shù)，對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)，模擬計算時所施加的載荷應(yīng)為4 108 N。利用有限元軟件Hypermesh對幾何模型進(jìn)行前期處理，運(yùn)用ABAQUS軟件仿真分析計算。在座椅質(zhì)心處施加一個沿水平向前和向后的集中載荷，并通過MPC(多點約束)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)基本對稱，所以在承受載荷后左右對稱點處應(yīng)力分布基本相同。座椅總成在承受以上載荷作用時，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，符合國際及國內(nèi)對座椅總成靜強(qiáng)度的要求。座椅位移見圖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

對于帶有頭枕的客車座椅，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R點沿基準(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)，乘員乘坐時保持脊柱的正常自然形態(tài)和正確乘坐姿勢。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，碰撞壁對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。對于座椅靠背靜強(qiáng)度，2000年美國聯(lián)邦機(jī)動車FMVSS207法規(guī)和中國汽車座椅固定裝置及頭枕強(qiáng)度要求和試驗方法(GB15083-2006)規(guī)定：對座椅靠背沿縱向向前、向后施加相對于座椅基準(zhǔn)點R點372 Nm力矩的載荷時，座椅及固定點應(yīng)能承受同等以上載荷[4]。試驗過程中及試驗后，座椅骨架、座椅固定點、調(diào)節(jié)系統(tǒng)或鎖止機(jī)構(gòu)不得打開或失效，角調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)不得松脫，且能承受規(guī)定載荷，并保持在安全移動范圍內(nèi)的位置，但允許在碰撞過程中產(chǎn)生不會導(dǎo)致二次傷害的永久變形或局部斷裂[5]。歐洲汽車標(biāo)準(zhǔn)法規(guī)(ECE-R17)中對靠背靜強(qiáng)度規(guī)定：對座椅靠背沿縱向向前、向后施加于座椅R點530 Nm力矩的載荷時，座椅及座椅固定點應(yīng)能承受同等以上載荷。試驗過程中，座椅骨架、座椅固定點不應(yīng)損壞，座椅總成不得與車身本體分離。對于可調(diào)式客車座椅，調(diào)節(jié)裝置和鎖止機(jī)構(gòu)在試驗中應(yīng)能保持原調(diào)節(jié)位置[6]，且試驗后不得打開或失效，角調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)不得松脫。ECE-R17對靠背靜強(qiáng)度加載見圖4。

圖4 ECE-R17對靠背靜強(qiáng)度加載示意圖

整體式頭枕座椅，在距乘坐基準(zhǔn)點(R點)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，以集中載荷施加于上框中部，通過MPC點將上框附近區(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)對座椅靠背施加向后翻的530 Nm力矩時，性能仍然滿足法規(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 客車座椅系統(tǒng)靜強(qiáng)度仿真分析與試驗

根據(jù)GB 15083-2006中對M類座椅固定裝置強(qiáng)度要求和試驗方法的規(guī)定，利用有限元軟件Hypermesh對座椅總成靜強(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軟件仿真分析計算。結(jié)果顯示，試驗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)力值沒有超過材料的屈服極限，但座椅材料和結(jié)構(gòu)形式會隨著使用壽命和路面?zhèn)鬟f給車身的交變載荷作用[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)載荷對金屬材料在低于強(qiáng)度屈服極限的應(yīng)力水平下會提前失效[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)帶來疲勞破壞的同時，還會嚴(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

試驗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《乘用車座椅總成》的載荷條件進(jìn)行加載，對座椅靠背頂部中心處施加一個水平向后方向300 N以下的水平方向半正弦循環(huán)載荷試驗，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)及時更換，以提高座椅調(diào)角器的結(jié)構(gòu)形式和兩個部位的材料機(jī)械強(qiáng)度和抗疲勞程度，避免這兩個部位在法規(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，超過了試驗最大應(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，并能方便地實現(xiàn)靠背角度的有級調(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，大大超過試驗的最大應(yīng)力值。座盆側(cè)板連接部位與連接塊是評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，并對前連接塊增加與前連接塊厚度相同的加強(qiáng)板。對后連接塊采用加強(qiáng)筋的方式，雖然會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

從客車座椅安全性角度出發(fā)，對座椅總成靜強(qiáng)度和靠背靜強(qiáng)度仿真分析和試驗驗證，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。針對這兩個部位在座椅R點施加水平方向半正弦循環(huán)載荷試驗，并對試驗獲取的座椅循環(huán)載荷曲線和座椅靠背骨架總成的疲勞壽命數(shù)據(jù)分析圖展開分析、對比，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，并通過試驗結(jié)果和數(shù)據(jù)對比分析驗證了優(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目“《家具設(shè)計》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)計研究。

TH114

A

1673-2006(2015)02-0096-04