客车座椅静强度有限元仿真分析与结构优化

刘明彬

安徽工程大学艺术学院，安徽芜湖,241000

客车座椅静强度有限元仿真分析与结构优化

刘明彬

安徽工程大学艺术学院，安徽芜湖,241000

以影响客车座椅安全性最大的座椅总成和座椅靠背为研究对象，通过有限元仿真分析和试验检测座椅总成静强度和靠背静强度，发现客车座椅系统中应力值较大且最早发生疲劳破坏的是调角器部位与座盆侧板连接部位。针对试验结果进行结构和材料优化，并通过数据对比分析，验证了优化方案的正确性。

座椅；安全性；静强度；应力

汽车座椅作为减轻交通事故损伤的安全部件，在事故发生时起到了决定性保护作用，成为客车安全性研究中的重要部件之一。为了确保座椅对乘员的安全性保护，许多国家制定了相应的安全标准和技术法规，从人机工程层面和材料运用上，最大限度减轻事故发生时座椅结构破坏和功能丧失对乘员的伤害。从客车座椅安全性能影响因素大小考虑，本文主要论证座椅靠背和座椅总成两大部分。

1 客车座椅系统静强度分析

客车座椅系统静强度是衡量座椅承受静态载荷能力的主要标准，是座椅被动安全性设计的首要分析内容，它对座椅系统的结构形式和材料属性提出了基本强度要求。美国在其联邦《机动车座椅、座椅固定装置强度要求和安全法规》中制定了与座椅静强度相关的安全标准(FMVSS207座椅系统标准)。欧洲的被动安全性法规ECE-R17是根据欧洲人自身特点并对美国安全法规加以修正后提出的，对汽车座椅静强度有较为完善的分类和规定，已被世界各国所借鉴。而我国则主要根据GB15083-2006《汽车座椅、座椅固定装置及头枕强度要求和试验方法》中的具体法规，对座椅总成静强度和靠背静强度进行研究与试验。

客车座椅系统静强度分析是座椅被动安全性设计的首要内容。座椅不仅要减轻乘客的受限疲劳，在客车行驶中承受“路面-客车-乘员”整体系统的复杂载荷，还要与安全带、扶手、头枕和前排座椅靠背一起对乘客定位，以缓解事故发生时的碰撞(包括二次碰撞)强度。因此，座椅不仅要求合理的几何参数、结构形式、人体接触面体压分布以及由此产生的受载轮廓等特性，还要具有应对悬架弹性元件(避振器和轮胎等振动系统)的冲击和振动的缓冲和消振特性。

客车座椅在行车和停车过程中所承受的“路面—客车—乘员”整体系统载荷非常复杂，再加上悬架弹性元件的冲击与振动缓冲、消振特性的影响，因此，很难通过试验仿真或计算机模拟演示得到确切数据，而是采用静态加载的方式，从客车座椅静强度特性出发，利用有限元软件模拟分析进行座椅总成骨架有限元模型边界条件的设定。对座椅总成和靠背在静态载荷作用下仿真计算各部件的参数变化和应力分布情况，并折算为一种极限载荷，在有限元软件模拟分析系统中对计算结果进行后处理。中华人民共和国国标GB15083-2006对客车(M类)座椅系统的强度(包括靠背和座垫总成两部分)及其固定装置的强度要求和试验方法作了具体规定[1]。

1.1 座椅总成静强度分析

对于座椅总成静强度分析，中国国标GB 15083-2006《汽车座椅、座椅固定装置及头枕强度要求和试验方法》参照美国联邦机动车安全法规FMVSS 207中的规定：在座椅总成质心处水平向前、向后对其施加相当于20倍座椅总质量的载荷时，座椅应能承受以上载荷，并且座椅主体骨架不得与车体分离以及座椅主体变形程度不得超过国标安全法规(指美国和欧洲法规)中几何参数规定范围[2]。对于前后、左右可调整机构座椅，调整机构在座椅总成质量20倍载荷冲击下，应能保持原调整机构的垫块或弯横梁可滑动，移动部件之间塑料隔振件不被破坏，但在极限载荷冲击后调整机构允许失去调整功能。对于座椅靠背的刚性强度，在FMVSS207和国标GB 15083-2006中规定：当对座椅靠背施加372 Nm的载荷时，座椅应能承受以上载荷，追尾碰撞时，乘员身体沿靠背向上滑动距离范围、靠背对乘员产生的回弹强度以及乘员头部与胸部的相对水平运动范围、从胸部传递给头部的剪力值范围，座垫的有效深度、倾角、软硬程度和摩擦系数，一般不会对乘员造成直接冲击伤害。但其结构和参数值会影响到乘员的运动过程、外部载荷的绝对值大小和约束力施加到乘员身体上的方式，从而影响颈椎倾角、胸部倾角、躯干基准线与X轴间的夹角等参数，对座椅靠背刚度选择和座椅安全性产生一定的影响。法规规定加载示意图如图1所示。

图1 座椅总成静强度加载示意图

图2 座椅总成静强度仿真应力图

选择质量为21 kg的客车座椅(包括座椅骨架、固定支架、座椅调角器、弹性材料、软垫和护面等)，模拟计算时所施加的载荷应为4 108 N。利用有限元软件Hypermesh对几何模型进行前期处理，运用ABAQUS软件仿真分析计算。在座椅质心处施加一个沿水平向前和向后的集中载荷，并通过MPC(多点约束)将质心与质心附近区域连接。由于座椅横向结构基本对称，所以在承受载荷后左右对称点处应力分布基本相同。座椅总成在承受以上载荷作用时，最大应力值为219 Mpa，出现在调角器与靠背连接部位及座盆侧板连接部位。而靠背采用的St12(普通级冷轧薄钢)屈服强度最大值为280 Mpa，抗拉强度在270～410 Mpa之间，即屈服极限为280 Mpa，其余部位的负荷力均在200 Mpa以下。座椅应力分布见图2。在4 108 N的载荷作用下，最大位移量出现在靠背连接头枕的横管处，约4 mm，符合国际及国内对座椅总成静强度的要求。座椅位移见图3。

图3 座椅总成静强度仿真位移图

1.2 座椅靠背静强度分析

对于带有头枕的客车座椅，座椅靠背吸能区域指位于距座椅纵向中心面70 mm的左、右两纵向垂直面之间，从过R点沿基准线向上635 mm处垂直于基准线的平面以上的区域。在此区域内，乘员乘坐时保持脊柱的正常自然形态和正确乘坐姿势。座椅靠背倾角略小于上体与大腿的夹角约95°～112°[3]。在后向碰撞时，碰撞壁对人体的碰撞缓冲和碰撞静强度负荷力分布最小、最均匀，座椅靠背安全性能最高。对于座椅靠背静强度，2000年美国联邦机动车FMVSS207法规和中国汽车座椅固定装置及头枕强度要求和试验方法(GB15083-2006)规定：对座椅靠背沿纵向向前、向后施加相对于座椅基准点R点372 Nm力矩的载荷时，座椅及固定点应能承受同等以上载荷[4]。试验过程中及试验后，座椅骨架、座椅固定点、调节系统或锁止机构不得打开或失效，角调节机构不得松脱，且能承受规定载荷，并保持在安全移动范围内的位置，但允许在碰撞过程中产生不会导致二次伤害的永久变形或局部断裂[5]。欧洲汽车标准法规(ECE-R17)中对靠背静强度规定：对座椅靠背沿纵向向前、向后施加于座椅R点530 Nm力矩的载荷时，座椅及座椅固定点应能承受同等以上载荷。试验过程中，座椅骨架、座椅固定点不应损坏，座椅总成不得与车身本体分离。对于可调式客车座椅，调节装置和锁止机构在试验中应能保持原调节位置[6]，且试验后不得打开或失效，角调节机构不得松脱。ECE-R17对靠背静强度加载见图4。

图4 ECE-R17对靠背静强度加载示意图

整体式头枕座椅，在距乘坐基准点(R点)540 mm处在与参考线相垂直的平面上，距躯干基准线两侧85 mm处的两个纵向垂直面所包括的区域内施加1 100 N的负荷力。加载时，以集中载荷施加于上框中部，通过MPC点将上框附近区域连接[7]，使负荷力均匀分布于靠背区域。最大应力值主要集中出现在靠背连接处与调角器部位，约为226 Mpa。由于靠背结构采用的St12屈服极限为280 MPa，最大应力值小于St12的屈服极限。座椅靠背静强度应力如图5所示。在最大应力值作用下，座椅的最大位移值出现于靠背连接头枕的横管处[8]，最大位移量为11.7 mm。座椅靠背静强度位移如图6所示。当对座椅靠背施加向后翻的530 Nm力矩时，性能仍然满足法规要求，并留有很大余量。

图5 座椅靠背静强度应力仿真图

2 客车座椅系统静强度仿真分析与试验

根据GB 15083-2006中对M类座椅固定装置强度要求和试验方法的规定，利用有限元软件Hypermesh对座椅总成静强度以及座椅靠背静强度进行前期处理和仿真分析，运用ABAQUS软件仿真分析计算。结果显示，试验座椅骨架在三种体系法规要求以上的静载荷作用下其强度满足法规要求，并得到了相应载荷作用下的应力值最大位置、最大应力值以及最大位移量。调角器部位与座盆侧板连接部位的仿真最大应力值没有超过材料的屈服极限，但座椅材料和结构形式会随着使用寿命和路面传递给车身的交变载荷作用[9]，在一定的循环次数后萌生裂纹，随着裂纹的持续扩展而发生断裂。交变载荷或循环载荷对金属材料在低于强度屈服极限的应力水平下会提前失效[10]，导致材料或结构发生疲劳破坏，这种交变载荷在给座椅材料和结构带来疲劳破坏的同时，还会严重影响座椅的使用安全性。

图6 座椅靠背静强度位移仿真图

2.1 座椅系统循环载荷试验

试验采用座椅骨架主要材料为St12，调角器横管为Q235，加强板材料、座椅悬置总成前支架和靠背连接处的底部纵梁材料为08Al(优质冷冲压薄板钢中的Al脱氧镇静钢冷轧板)，屈服极限为195 Mpa。在座椅总成20倍质量载荷作用下，前支架部分最大应力值为210 Mpa，加强板部分最大应力为230 Mpa，超过08Al屈服极限，座椅悬置总成上部加强板部分将产生塑性变形。在该座椅中的调角器横管材料为Q235，屈服极限为235 Mpa。调角器横管座椅总成20倍质量载荷作用下最大应力部分出现在调角器与座垫总成的连接处，最大应力值为264 Mpa，超过了Q235的屈服极限而发生塑性变形。根据QC/T 740-2005《乘用车座椅总成》的载荷条件进行加载，对座椅靠背顶部中心处施加一个水平向后方向300 N以下的水平方向半正弦循环载荷试验，频率为30次/min，在10 000次循环载荷后得到座椅循环载荷曲线和座椅靠背骨架总成的疲劳寿命图，如图7、8所示。

图7 座椅循环载荷曲线

图8 座椅疲劳寿命图

从试验分析结果可以得到：座盆侧板连接处与座椅调角器的使用寿命较短，最低寿命为1.82+005次。因此，需对此进行结构改进、材料优化及厚度增加，特别是加强板和座椅悬置总成前支架的08Al材料应及时更换，以提高座椅调角器的结构形式和两个部位的材料机械强度和抗疲劳程度，避免这两个部位在法规载荷下出现塑性变形和疲劳破坏，包括最大应力值超过材料屈服极限而产生塑性变形，以避免造成不必要的人身伤害。

2.2 座椅系统材料优化与结构改进

调角器横管将Q235(普通碳素结构钢)换用为高强度材料SS490(日本碳素钢)，材料屈服极限从235 Mpa提升到285 Mpa，超过了试验最大应力值264 Mpa，但余量较小。为了提高座椅的安全系数，横管厚度可增加0.5 mm或1 mm，在285 Mpa的基础上再次提高材料屈服极限。对调角器采用护套式结构，提高锁止强度、同步解锁性能，并能方便地实现靠背角度的有级调节和快速折叠。座椅靠背连接处的底部纵梁、加强板和座椅悬置总成前支架材料采用的材料为08Al，应力值最高达到264 MPa，已超过材料的屈服强度极限并产生塑性变形，因此更换高强度材料SS490，纵梁厚度减少0.5 mm，材料屈服极限为329 Mpa，大大超过试验的最大应力值。座盆侧板连接部位与连接块是评估座椅失效与否的重要部件[11]，其后部连接块的最大应力值达到215 Mpa，前部连接块处最大应力值达到181 Mpa，已接近屈服极限235 Mpa。因此，对前后连接块进行材料更换，并改进结构，以提高其安全系数。在行车中，前后部连接块部位受到前后方向的循环载荷和交变载荷最为频繁。为提高材料屈服极限，应采用SS490材料，并对前连接块增加与前连接块厚度相同的加强板。对后连接块采用加强筋的方式，虽然会增加座椅安装的难度，但材料屈服极限可提高50 Mpa，保证有足够的刚度。

3 结束语

从客车座椅安全性角度出发，对座椅总成静强度和靠背静强度仿真分析和试验验证，发现施加GB15083-2006法规规定的集中载荷后，最大应力值主要出现在座椅座盆侧板连接部位与调角器部位。针对这两个部位在座椅R点施加水平方向半正弦循环载荷试验，并对试验获取的座椅循环载荷曲线和座椅靠背骨架总成的疲劳寿命数据分析图展开分析、对比，发现疲劳破坏最早发生部位和最大应力值出现部位都集中在座椅靠背与总成的连接位置。通过分析座椅座盆侧板连接部位和调角器部位应力值大小，寻找出一组合理的材料优化和结构形式改进方案，并通过试验结果和数据对比分析验证了优化方案的正确性。从座椅系统静强度的改善方面提高座椅骨架结构的材料强度、刚性，并改进结构形式，以提高客车座椅的使用安全性。

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(责任编辑：汪材印)

10.3969/j.issn.1673-2006.2015.02.025

2014-08-10

安徽省教育厅教研项目“《家具设计》课程教学内容与教学模式的创新研究”(2014jyxm188)。

刘明彬(1982-)，安徽芜湖人，硕士，讲师，主要从事座椅设计研究。

TH114

A

1673-2006(2015)02-0096-04