轿车驾驶员座椅骨架强度的有限元仿真分析.doc

2002年 MSC.Software中国用户论文集轿车驾驶员座椅骨架强度的有限元仿真分析孙丹丹 姚为民（吉林大学汽车工程学院）摘要：在座椅骨架的强度分析中应用计算机仿真方法可以有效地降低开发成本、缩短开发周期。本文主要针对某轿车驾驶员座椅骨架的强度和头枕的后移量进行了仿真分析，在研究的过程中利用MSC.Software公司的有限元前、后处理软件MSC.Patran和有限元分析软件MSC.Nastran进行建模、仿真分析和结果处理，并通过试验对仿真分析的结果进行了校验。关键词：轿车 座椅骨架 有限元分析1.结构的几何模型该轿车驾驶员座椅骨架的几何模型是对其座椅骨架的零部件进行分析、测量、简化后，在MSC.Patran提供的几何建模模块中构建完成的。首先考虑简化座椅骨架中对强度影响很小的部分，这部分结构的特点是形状较为复杂，构建几何模型时可能会有一定的困难，但在整个座椅系统中又是不可缺少的，如盆形底座中的孔结构,在整个座垫骨架总成中主要起到减轻结构重量的作用，对座椅骨架的强度基本没有影响，因此，在进行强度分析时可以暂时不考虑；还有一些零部件的设计只是满足结构上的需要，对强度的影响也很小，我们认为这部分结构可以进行适当的简化，如靠背侧梁上的一些翻边和圆孔，主要辅助靠背的横、竖钢丝以及弹簧与侧梁的连接，对结构强度的影响也很小，因此该部分结构在作强度分析时也可以作适当的简化；另外，靠背骨架总成中的横、竖钢丝以及弹簧元件对座椅的强度影响不大，可以将该部分结构在建模时忽略。其次，座椅骨架中一些小的过渡圆角结构，如果在构建几何模型时将其考虑到模型中，那么在建立有限元模型时就可能产生一些质量较差的单元，因此可以在构建几何模型时不考虑这部分结构，而是在建立有限元模型时进行补充，这样处理一方面可以减轻几何建模的工作量，同时也可以减少在划分有限单元时由于孔洞结构带来的质量较差的单元，这对提高计算精度也很有意义。2.结构的有限元模型MSC.Patran中的有限元模块，为用户提供了丰富的单元库，对不同的结构如杆、梁、板、实体进行有限元定义十分方便。本文研究的座椅骨架主要是由诸多薄板件和长管结构件焊接而成的，在使用过程中经常会受到弯曲力和剪切力的作用，因此在进行有限元模型定义时主要采用SHELL板单元和BEAM梁单元。另外，由于座椅骨架总成结构中薄板与薄板之间、薄板件与杆件之间的连接常常采用缝焊或点焊来完成，对这种连接方式在进行有限元划分时主要采用RBE2刚性元来定义；与此同时， 图1 轿车驾驶员座椅骨架有限元模型 在几何模型中没有建模的一些圆角结构也应作适当的定义。经过以上工作，建立完成的座椅骨架有限元模型包含单元2751个，其中SHELL板单元2491个，BEAM梁单元178个，RBE2单元82个。骨架结构的有限元模型见图1。 3.结构的材料及边界条件该轿车驾驶员座椅在结构上多采用焊接的连接方式，这就要求焊接件应采用低碳钢元件为宜，本文研究的座椅骨架中大部分材料采用普通的钢管和钢板,其中金属材料的弹性模量为E=2.1e5Mpa，材料的泊松系数为= 0.3，材料的密度为= 7.8e6g/m；座椅头枕骨架采用的是聚乙烯塑料，材料的弹性模量为E=930Mpa，材料的密度为= 9.5e5g/m。在定义边界条件时，根据座椅与车身的连接方式，对有限元模型中与实际连接位置相对应的节点进行自由度约束。该座椅骨架与车身地板的连接是通过左右滑道和中间滑轨实现的，因此在定义边界条件时根据实际的连接位置将这三点的自由度约束即可。图2 为座椅边界条件添加示意图： 4.结构的载荷工况根据国标的规定，座椅总成的强度应满足三方面的要求：首先，座椅总成的静强度应满足：向座椅总成的质心处施加20倍座椅总成重力的载荷时，座椅不应失效；其次，座椅总成的动强度应满足：在座椅总成的质心处施加水平方向20g加、减速度时,座椅能承受并且座椅不与车体分离；再次，座椅头枕的静强度应满足：在靠背承受相对于座椅参考点373NM的力矩的同时，向头枕施加890N载荷，头枕应不先于座椅靠背和坐垫破坏；另外，从座椅头枕安全性的角度考虑：头枕在承受相对于座椅参考点373NM的力矩时，其后移量不应超过102mm。根据以上要求分别定义以下四种工况：4.1座椅总成静强度工况由于座椅总成中的软垫和蒙皮对座椅的强度影响很小，因此在本文中只对*型轿车驾驶员座椅进行骨架部分的建模，在模拟座椅静强度工况时，由于标准中规定，载荷应添加在座椅总成的质心处，那么在不考虑软垫结构的条件下，座椅的质心是与有限元模型分离的，这就给载荷的添加带来了困难，我们利用MSC.Patran中提供的多点约束来实现载荷从质心位置到座椅骨架的传递，则载荷的大小为座椅总成质量的20倍，载荷的方向为水平向前、向后。 靠背静强度工况载荷的添加根据参照的国际标准的不同可分为两种情况：一、FMVSS标准规定对靠背质心加载大小为373NM的力矩，二、ECE标准规定对靠背质心加载大小为530NM的力矩，图3、图4为FMVSS和ECE标准下靠背静强度载荷添加示意图。 图3 座椅靠背静强度载荷工况模型FMVSS图4 座椅靠背静强度载荷工况模型ECE4.2座椅总成的动强度工况 在动强度工况中，载荷仍然添加在座椅总成的质心处，因此，质心与座椅骨架上各节点的载荷传递仍可采用多点约束完成。加速度可以通过大质量法来定义，根据座椅总成的质量的10倍定义大质量的数值，并根据国标规定将加速度的方向定义为水平方向（即UX方向）。4.3头枕后移量工况 根据采用的标准的不同对头枕后移量的规定也有所不同，根据ECE标准的规定：首先定义施加在靠背上的相对于座椅参考点的373NM的载荷，根据靠背的质心位置和座椅参考点的位置，以及躯干线的方向，进一步确定施加在质心处的集中力的大小和方向，确定质心处的载荷后，可进一步通过多点约束将靠背质心处的力传递到靠背骨架上。在定义头枕相对于座椅参考点373NM的载荷时，首先根据国标的要求确定加载点的位置，并由此进一步确定加载点到座椅参考点的力臂大小，这样就可以确定加在头枕上的集中力的大小。再根据此时躯干线的方向确定载荷的方向即可，FMVSS标准与ECE标准的区别在于FMVSS标准中未规定在靠背上施加力矩，因此，ECE和FMVSS标准规定下的靠背后移量载荷添加示意图见图4、图5：图4 头枕后移量工况模型ECE 图5 头枕后移量工况模型FMVSS4.4头枕的静强度工况在处理头枕静强度工况时，只需在头枕后移量工况的基础上将集中力的大小分别改为890N即可。5.主要计算和分析结果计算模型经MSC.Nastran计算后得到变形、应力等计算结果，并将分析结果调到MSC.Patran中可进一步得到图形化的后处理结果，本文选取部分有代表性的仿真及试验结果进行说明。5.1座椅总成静强度仿真结果在仿真过程中，根据美国和欧洲标准分别对座椅骨架总成进行了静强度分析，最大应力出现在坐垫与调角器连接的内外侧板上，内、外侧板选用的材料是耐蚀铸铁，抗拉强度为1176N/mm,在靠背静强度的仿真结果中，内、外侧板处所受到的最大应力为775N mm，满足结构的要求，图6、图7分别为FMVSS和ECE两种标准下座椅靠背总成所受应力的云纹图： 图6 座椅靠背静强度应力云纹图FMVSS图7 座椅靠背静强度应力云纹图ECE 5.2座椅头枕后移量仿真结果通过对模型的头枕后移量工况进行仿真分析，我们得到以下结果：符合ECE标准规定时座椅头枕的后移量为70.2mm，试验所测得的头枕后移量大小为86.6mm，除去由于软垫造成的后移量12mm，则头枕的后移量的仿真结果与试验结果的相对误差为5.08%，由此可见仿真结果与试验结果非常接近；同理，当符合FMVSS标准规定时座椅头枕的后移量为49.0mm，试验所测得的头枕后移量大小为63.7mm，除去由于软垫造成的后移量12mm，则头枕的后移量的仿真结果与试验结果的相对误差为4.24%，由此可见，仿真结果与试验结果的吻合程度相当高，相对误差均控制在10%以内，完全能够满足需要。图8、图9为根据不同的国际标准规定头枕后移量仿真分析的变形图，图10、图11分别为两种标准下头枕后移量的侧视图：图8 座椅头枕后移量变形图FMVSS 图9 座椅头枕后移量变形图ECE图10 座椅头枕后移量变形图FMVSS 图11 座椅头枕后移量变形图ECE5.3座椅头枕静强度仿真分析结果在仿真过程中，根据FMVSS和ECE标准分别对座椅头枕骨架总成进行了静强度分析，最大应力仍然出现在坐垫与调角器连接的内外侧板上，根据国标的规定：头枕应不先于靠背和座垫破坏。根据仿真分析的结果我们发现，当靠背和座垫中的零部件应力接近极限值时，头枕各部件，尤其是头枕主要受力部件头枕竖梁，所受的应力与极限应力距离很大，这说明，在靠背和座垫破坏之前，头枕不会先于他们破坏，完全能够满足国标中的规定。图12、图13分别为美国和欧洲两种标准下座椅头枕骨架总成所受应力的云纹图。 图12 座椅头枕静强度应力云纹图FMVSS图13 座椅头枕静强度应力云纹图ECE6.结论本文所分析的*型轿车驾驶员座椅骨架的静强度仿真分析结果不但形象地再现了座椅在受到静载时其内部零部件之间的运动和受力情况，而且仿真结果于试验结果吻合的较好，相对误差完全满足要求，都在10%以内，座椅骨架总体变形较小，强度的趋势也符合国标的要求，完全达到了本课题研究的目的，并且具有较强的实际意义。通过上述分析结果，说明利用有限元软件MSC.Patran和MSC.Nastran对座椅骨架进行强度分析是行之有效的，并且MSC.Patran和M