侯堯花

(1、中國煤炭科工集團(tuán)太原研究院,山西 太原030006 2、山西天地煤機(jī)裝備有限公司,山西 太原030006)

礦用輕型車主要用來完成煤礦人員的輔助運(yùn)輸工作,它通常行駛在坑坑洼洼的泥石路面,由于礦用車輛的懸掛減振系統(tǒng)主要利用鋼板彈簧,因此地面?zhèn)鬟f到車身的振動能量非常大,特別是快速行駛的時(shí)候[1-2]。座椅的主要作用就是為車輛駕駛?cè)藛T提供一個(gè)固定駕駛的作用,它是連接駕駛員與輕型車底盤的重要部件,它的結(jié)構(gòu)特性直接影響著煤礦司機(jī)和礦工人員乘坐舒適性問題,學(xué)者周艾利用JACK仿真技術(shù),完成對工業(yè)搬運(yùn)車座椅虛擬模型仿真分析,并結(jié)合人機(jī)工程學(xué)原理分析駕駛員所處的人- 機(jī)- 環(huán)境系統(tǒng),王淑芬[4]利用人機(jī)工程完成了座椅的拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì),完成對座椅減重20%的設(shè)計(jì)目標(biāo),梁文峻對公交座椅的液壓系統(tǒng)進(jìn)行了分析,解決了扶手和升降機(jī)構(gòu)的協(xié)調(diào)性問題,不少學(xué)者對動車座椅和乘用車的座椅骨架進(jìn)行了強(qiáng)度設(shè)計(jì)分析,但是對礦用車輛的隨機(jī)振動幾乎沒有相關(guān)的分析。座椅的結(jié)構(gòu)主要以座椅的骨架來進(jìn)行整體的受力支撐,不少國內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了相關(guān)的研究分析,主要集中于不同環(huán)境下的作業(yè)車輛,包括商務(wù)車輛、家用車輛、工程機(jī)械車輛等[3],結(jié)構(gòu)動態(tài)特性是汽車座椅骨架性能提升時(shí)需要重點(diǎn)關(guān)注的問題,研究座椅骨架動態(tài)特性對車輛座椅設(shè)計(jì)有著重要意義。一般學(xué)者研究假設(shè)將座椅簡化為多自由度彈簧- 阻尼和質(zhì)量塊形式,一定程度上不能非常準(zhǔn)確反應(yīng)動態(tài)特性對運(yùn)人車座椅影響,本研究方向結(jié)合路面和整車的受迫振動影響對其進(jìn)行模態(tài)分析、隨機(jī)振動和疲勞響應(yīng)分析,為汽車座椅骨架結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和整車動態(tài)特性的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供參考。

1 輕型車有限元仿真分析

圖1 某礦用運(yùn)人車座椅振動過大造成座椅局部開裂

礦用輕型防爆柴油機(jī)無軌膠輪運(yùn)輸車輛在井下無軌輔助運(yùn)輸中所起的作用越來越大,座椅提供給駕駛員一定的支撐作用。座椅整體所受到的外部力學(xué)特性復(fù)雜,包括人體對它的縱向壓力和橫向沖擊力,因此其固定腿和承座面動態(tài)破壞。圖1 為某礦服役期內(nèi)某型號防爆柴油機(jī)輕型車座椅破壞形式,產(chǎn)生的原因：第一是強(qiáng)度不足造成,第二是座椅的振動過大,造成局部開裂,降低了強(qiáng)度。因此為了改進(jìn)這種結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),需要進(jìn)行強(qiáng)度分析和振動分析,找到其振動變化較大的區(qū)域,進(jìn)行后續(xù)的改進(jìn)設(shè)計(jì)。

(1)三維模型建立

對座椅骨架進(jìn)行模型的簡化,利用Solidworks 軟件建立該型號輕型車座椅模型尺寸如圖2 所示。

圖2 座椅soildworks 三維模型

整個(gè)座椅結(jié)構(gòu)采用前后沉降式結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。在有限元軟件中設(shè)置模型參數(shù),溫度選擇在22 攝氏度,座椅的本身材料性質(zhì)為鋼,它的彈性模量為2.10×1011Pa,泊松比為0.27,密度為7.8×103kg/m3,總體的質(zhì)量大約為15kg,抗拉強(qiáng)度345MPa,最大屈服強(qiáng)度325MPa,設(shè)置完成后開始進(jìn)行下一步的網(wǎng)格劃分。

(2)網(wǎng)格劃分

本文在仿真軟件中進(jìn)行網(wǎng)格自動劃分,考慮到仿真的精確性設(shè)置的座椅單元尺寸均為1mm,劃分完成后網(wǎng)格共13765 個(gè)單元如圖3 所示。

(3)邊界條件加載

根據(jù)運(yùn)人車座椅實(shí)際支撐受力大小,施加座椅和底板固定接處進(jìn)行位移=0 的約束,4 處接觸采用約束固定,施加垂直向下重力加速度。

圖3 網(wǎng)格劃分結(jié)果

1.1 座椅靜力學(xué)強(qiáng)度分析

靜力學(xué)的強(qiáng)度仿真計(jì)算主要就是判斷在Y=Kx線性假設(shè)的情況下,受力部件的力和位移的關(guān)系,通過計(jì)算結(jié)果可以判斷自己設(shè)計(jì)運(yùn)人車座椅模型結(jié)構(gòu)是否符合其材料選型要求,利用這個(gè)有限元Von Mises 力大小可以確定易發(fā)生斷裂疲勞失效位置,同時(shí)可在強(qiáng)度滿足要求基礎(chǔ)下進(jìn)行動載荷下的響應(yīng)特性預(yù)測。

通過常用的2 種類型的受力方式來模擬座椅在運(yùn)人車通過不平整的路線行駛受力狀態(tài),下面通過設(shè)置導(dǎo)入模型、材料選擇、加載邊界條件、后處理等,運(yùn)人車座椅靜力學(xué)強(qiáng)度分析如下：

圖4 座椅滿載彎曲應(yīng)力分析

圖5 轉(zhuǎn)向瞬間滿載彎曲應(yīng)力

通過對運(yùn)人車座椅選擇滿載彎曲和轉(zhuǎn)向瞬間兩個(gè)狀態(tài)下的強(qiáng)度分析,滿載彎曲按照駕駛員重量載荷的3 倍計(jì)算,分析得到上下彎曲載荷最大為175.9MPa,扭轉(zhuǎn)載荷最大為211MPa,安全系數(shù)大于1.63,因此設(shè)計(jì)強(qiáng)度符合材料特性。

1.2 疲勞分析

通過上述的隨機(jī)振動分析位移數(shù)據(jù),得到對應(yīng)的座椅疲勞壽命的預(yù)測如下仿真結(jié)果。(圖6)

在隨機(jī)振動下進(jìn)行長時(shí)間的激勵得到座椅設(shè)計(jì)的抗低周疲勞使用壽命大于10e5 數(shù)量級以上,安全系數(shù)大于5.06。其容易發(fā)生斷裂失效的部位為四個(gè)支腿與座椅底板連接處。

圖6 座椅疲勞分析結(jié)果

2 結(jié)論

本文利用有限元技術(shù)對某礦用運(yùn)人輕型車座椅進(jìn)行了不同特性力學(xué)研究與仿真,通過假設(shè)實(shí)際行駛過程中的座椅受力工況,對其力學(xué)振動特性仿真與座椅壽命疲勞預(yù)測,其總結(jié)有下述幾點(diǎn)：

2.1 座椅有限元靜力學(xué)模塊分析得到其不同受力工況下最大應(yīng)力強(qiáng)度為175MPa,達(dá)不到最大危險(xiǎn)應(yīng)力極限；座椅動力學(xué)模塊得到影響共振狀態(tài)的前5 階低頻模態(tài)頻率和模態(tài)質(zhì)量,分析對比前2 階模態(tài)頻率可以判斷引起座椅共振原因,座椅靠背和后支腿扭轉(zhuǎn)振動最大振幅基本符合實(shí)際駕駛中的振動特征。

2.2 通過隨機(jī)振動分析得到其求解后查看,Z 方向上的1sigma置信度在Y 方向上最大應(yīng)力點(diǎn)處有68%的概率不超過41.82Mpa,2sigma 有95.4%的概率不超過83.6MPa,并且隨機(jī)振動下整個(gè)座椅底板中間的位置振動幅度較大。

2.3 分析S-N壽命曲線預(yù)測礦用運(yùn)人車座椅疲勞壽命,分析得到曲線趨勢分布合理,考慮到實(shí)際的使用環(huán)境,無法以DOE 方法得到座椅疲勞壽命。得出在一般的隨機(jī)振動作用下其抗疲勞能力大于10e5 數(shù)量級。

最后得到該座椅骨架結(jié)構(gòu),整體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度夠,造成前面的破壞原因主要在于長期的受迫振動造成,因此需要進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì),可以在座椅支腿處和后靠背與駕駛室連接處加裝阻尼裝置,提高其抗振特性,增加車輛行駛的平順性。