【技术帖】一种新型商用车座椅强度分析与轻量化研究

相对车身系统而言，座椅是将人体与车身连接起来的载体，研究汽车座椅的安全性、舒适性是座椅设计流程中必不可少的环节［1］。一套优越的商用车座椅除了其对应的骨架结构要具有足够的强度特性以外，还应满足轻量化及低制造成本的要求。汽车座椅骨架强度是车身被动安全性的一个重要指标，其中，安全带固定点强度是影响交通事故中座椅及安全带对乘员约束和防护能力可靠性的主要因素。据前期客户市场反馈，座椅的最右边安全带固定点在车身上时，当插拔安全带时座椅与车身副仪表之间的间隙较小，造成安全带插接操作的不便性；同时，在车辆行驶过程中，经过颠簸路面时安全带锁扣与座椅产生反复摩擦，造成座椅锁扣表面塑料件磨损，甚至挤破安全带锁扣，影响了座椅的安全性，如图1所示。对座椅设计数据进行校核，产生该问题的原因主要是目前安全带锁扣与座椅骨架所在位置存在硬干涉5mm造成，伴随座椅总成不可避免的制造误差，实物装车后干涉量会更大，由此造成干涉与磨损，如图2所示。

图1 车身锁扣与座椅磨损
Fig.1 Body Lock and Seat Wear

图2 车身座椅数据校核
Fig.2 Car Body Seat Data Verification

由于干涉部位的座椅包络为整个鼓包侧面，在车身地板鼓包上更改安全带固定点无法解决该问题，故将右边原固定在地板上的安全带锁扣布置在座椅上，即座椅骨架右侧自带安全带锁扣，取消原地板上的安全带锁扣。因此，当将右侧安全带固定点由车身转移至座椅上时，就对座椅骨架设计及强度特性提出了更高的要求。文献［2］用HyperMesh建立了座椅有限元模型，基于头枕强度法规的要求，运用LS-dyna求解器对头枕强度进行了仿真分析并对失效风险进行了优化改进。文献［3］针对美国标准FMVSS和欧洲标准ECE的要求，采用显式求解和隐式求解方法对座椅安全带固定点强度进行了分析研究。文献［4］根据安全带锚固强度试验过程，对座椅进行了试验方法和有限元分析，评价了座椅主要部位对安全带锚固强度的影响。为解决此干涉问题并提升座椅的舒适性，利用Hyperworks仿真分析法对座椅局部数据进行修正优化，并结合仿真结果对相关零件进行质量和位移灵敏度分析，优化出符合条件的最优解，实现座椅骨架的轻量化，再对轻量化后的骨架进行实车试验，以验证仿真结果的有效性。

安全带固定点强度分析过程是准平衡、非线性的分析模型［5］，分析时将人体与靠背结构空间离散化。模型建立过程主要包含几何模型的网格划分、施加荷载、定义材料及控制卡片设置等，这些过程直接影响着仿真分析的精确度和效率［6］。考虑到座椅内部结构较为复杂，座椅骨架为座椅本体实际承载部件。模型选取时若将所有零部件及整个地板结构作为研究分析对象，将会使得分析模型变得复杂化，使得仿真分析时间变长，所以需要在进行仿真分析之前对研究对象进行精简处理。主要手段是去除自由边、多余面等多种检查研究对象封闭性方法，同时删除掉对于不影响强度分析的加强筋、倒角、圆角数据［7］。建立好的有限元分析模型，如图3、图4所示。

图3 座椅安全带固定点模型
Fig.3 Seat Belt Fixing Point Model

图4 整体结构模型
Fig.4 Overall Structure Model

根据法规GB14167-2013《汽车安全带安装固定点、ISOFIX固定点系统及上拉带固定点》要求［8］，同时对上、下模块先施加总荷载10%的预加载，然后增加至总载荷，加载方向为平行于车辆纵向中心平面与水平线向上（10±5）°，仿真要求在100ms内加载至规定值，并至少保持100ms，法规加载示意图及模型加载示意图，如图5、图6所示。此外，在经过座椅质心的水平平面与靠背的接触面上加载一个座椅骨架总成20倍的力，该座椅骨架模拟时进行了简化，座椅总成质量为20.3kg。靠背后端有一根半径为40mm、长度为535mm 的刚性拉杆，座椅骨架与刚性杆在座椅质心平面上通过刚性Beam单元实现连接。仿真过程中对假人上、下模块分别加载13500N 的力，对座椅靠背质心加载4000N 的力［9］。根据力的加载要求，加载过程在（0～100）ms区间载荷加载至法规规定值，在（100～200）ms内保持加载，在（200～250）s撤销载荷，其中，A-Block为假人模块的加载载荷曲线，B-CG Bar为靠背质心加载的载荷曲线，如图7所示。

图5 法规加载示意图
Fig.5 Schematic Diagram of Regulations Loading

图6 仿真模型加载示意图
Fig.6 Schematic Diagram of Simulation Model Loading

图7 载荷加载示意图
Fig.7 Schematic Diagram of Load Loading

通过Hyperview模型进行结果后处理，由仿真结果可知假人固定位置良好，未出现脱离原坐标现象。安全带固定点处的支架及骨架结构均未出现固定点脱落和较大变形情况。当加载至150ms时头枕骨架的前向最大位移为42.87mm，在法规规定的设计值范围之内，仿真输出加载图及总成的位移云图，如图8、图9所示。

图8 仿真加载示意图
Fig.8 Schematic Diagram of Simulation Loading

图9 前向位移图
Fig.9 Forward Displacement Diagram

综合上述对骨架安全带固定点强度的分析，部分零件的强度设计存在富余［10］，为降低座椅成本同时为满足客户对座椅总成轻量化的设计理念要求，需要对骨架进行优化分析以实现轻量化。因此选择采用零件材料属性及结构形状不变的条件下，只通过改变部分零件厚度的方法来快速实现骨架的轻量化目标。

优化设计的具体数学模型如下［11］：

式中：X—设计变量的向量；xi—第i个设计变量（i=1，2，3，…，21），设计变量的上下限为xp、xq，其取值要求，如表3所示；目标函数M（X）—座椅骨架的质量；约束条件f（ru）—座椅骨架优化前的第u阶模态频率值；f（su）—座椅骨架优化后的第u阶模态值（u=1，2，3，…，6）；L0—优化前座椅靠背前向位移最大值；L—优化后的座椅靠背前向位移最大值。

利用上述建立好的安全带固定点强度分析模型，设计变量模型，如图10所示。工况选用Hyperstudy软件的DOE模块分析，输出各子零件的质量灵敏度，如图11所示。从图11中可以看出，仅改变这21类子零件的厚度对骨架总成质量的影响大小。变量V8、V12、V1、V4、V18、V11、V21、V7、V2、V3、V9、V20、V5、V19、V17、V13、V16、V10、V15的质量灵敏度值逐渐减小，则优化后随着零件料厚的减小子零件对总成质量的灵敏特性逐渐减小。其中V6、V14的灵敏度为负值，表明在约束条件的限制下不能减小其厚度。

图10 设计变量模型
Fig.10 Design Variable Model

图11 质量灵敏度变量
Fig.11 Mass Sensitivity Variable

从图12 中可以看出，改变这21 类子零件的厚度对骨架前向位移的影响程度大小，由此可以判定哪些设计变量对位移灵敏度高。变量V3、V6、V10、V15、V13、V19、V11、V2、V16、V7 的位移灵敏度值逐渐减小，则表明子零件厚度的更改对座椅前向位移的灵敏度依次减小。其中，变量V4、V12、V18 等位移灵敏度为负值，为保证其前向位移变化在约束范围内，不能减小其厚度。

图12 位移灵敏度
Fig.12 Displacement Sensitivity

由于部分座椅零部件的设计结构以及座椅工况性质较为特殊，存在对位移响应和质量响应都比较敏感的现象，且骨架结构中各零件的结构以及受力性质分别具有较大差异，增加相同厚度时质量的增量存在明显差异，为了更好的权衡这些零部件厚度对目标函数与约束条件的影响程度，引入使用相对灵敏度这一参数进行评价研究［12］，分别输出模态工况和碰撞工况下的相对灵敏度，如表1、表2 所示。从上述相对灵敏度分析可以看出，零件V1、V3、V4、V5、V6、V8、V12、V17、V18、V20、V21 的相对灵敏度为负值，表明这几种零件在碰撞工况下位移和模态影响较小，则应该减小其厚度，使靠背前向位移尽可能的小。碰撞工况下的相对灵敏度均值为2.06，其中，零件V16为最大的正灵敏度零件，应该增加厚度，不使位移增加太多。其余如V2、V7、V10、V11、V13 等零件的相对灵敏度与均值相当，可以考虑适当减小其厚度或者维持其厚度不变。根据上述的零件料厚信息，重新调整模型后再将其提交LS-DYNA 进行计算，可以得到该座椅各部件相对于座椅靠背前向位移响应的灵敏度和对质量响应的灵敏度［13］。初始模型在加载至载荷撤销后，靠背参考点的最大前向位移为68.4mm。根据碰撞工况的灵敏度分析结果来进行零件厚度优化，计算出靠背前向的最大位移量为64.8mm。综合碰撞工况及模态工况对模型进行优化，得出靠背的最大前向位移为66.5mm，如图13所示。

表1 模态工况相对灵敏度
Tab.1 Relative Sensitivity of Modal Operating Conditions

表2 碰撞工况相对灵敏度
Tab.2 Relative Sensitivity of Collision Conditions

图13 不同工况下前向位移
Fig.13 Forward Displacement Under Different Working Conditions

最终厚度要结合两种工况的灵敏度来确定，为了便于比较，将碰撞灵敏度取相反数，这样表3中绿色的设计变量V1、V3、V4、V5、V6、V8、V11、V12、V17、V18、V20都表示要减小零件厚度，以达到减小骨架质量的目的；黄色的设计变量V2、V7、V10、V13、V14、V15、V19、V21表示零件厚度维持不变，以保证模态和骨架前向位移的波动在目标范围内；红色的设计变量V9、V16表示增加零件厚度，避免出现过大的靠背前向位移。对优化后的零件厚度进行圆整处理，则对应优化完成的最终厚度，如表3所示。初始模型中21个优化件重量为12.6kg，再经过上述灵敏度方法分析优化后重量变为11.8kg，采用该优化方案最终实现骨架的减少重量为0.8kg，实现了骨架轻量化的目标并降低了座椅总成的制造成本，为座椅企业实现了更大的经济效益。该座椅骨架的静态特性在合理范围之内，在此前提下，通过模态分析，来判断座椅骨架的振动特性［14］。根据优化目标要求，模态优化的同时要确保有足够的强度，同时避免座椅与车身附件产生共振，设定座椅骨架一阶模态频率不低于40Hz，确保其与发动机固定频率不会产生共振反应。设计变量厚度的变化对模态的影响较大，需要根据优化后的厚度参数再进行模态仿真分析，以验证座椅模态优化前后的波动量是否符合目标要求，模态分析结果，如图14所示。

表3 优化结果厚度
Tab.3 Optimization Result Thickness

表4 优化前后模态对比分析
Tab.4 Modal Comparison Analysis Before and After Optimization

图14 优化前后前三阶模态
Fig.14 The First Three Modes Before and After Optimization

从表中可以看出，优化后的一阶模态值为41.2Hz，前六阶的模态频率值波动率最大为8.1%，符合优化设计目标要求。

试验依照GB14167-2013《汽车安全带安装固定点、ISOFIX固定点系统及上拉带固定点》和GB15083-2019《汽车座椅、座椅固定点装置及头枕强度要求和试验方法》，对座椅安全带固定点进行拉力试验［15］，测试了安全带固定点的强度及座椅骨架的强度，试验参数设置，如图15所示。对座椅安全带固定点强度进行试验验证，上、下假人模块及座椅质心载荷加载过程，如图16所示。利用地脚支架将座椅固定在试验台架上，试验载荷和加载方式对座椅靠背进行加载，如图17、图18所示。试验后的头枕测试点位移曲线，如图19所示。试验后骨架安全带固定点均未脱落，所有部件均未发生较大变形及裂痕，表明灵敏度分析轻量化后的骨架强度符合法规强度要求，同时试验结果得出靠背骨架的前向最大位移为69mm，与仿真分析的66.5mm相比，实际靠背变形量比仿真模型的结果大2.5mm，说明仿真结果的有效性及实际骨架强度的符合性。

图15 载荷设置界面
Fig.15 Load Setting Interface

图16 安全带固定点载荷加载试验
Fig.16 Load Loading Test of Seat Belt Fixed Point

图17 安全带固定点加载曲线
Fig.17 Load Curve of Seat Belt Fixed Point

图18 靠背后向载荷加载
Fig.18 Loading the Load From the Back

图19 靠背前向位移
Fig.19 Forward Displacement of the Backrest

这里研究了某商用车的新品开发座椅，该座椅为解决车身安全带锁扣与座椅本体干涉问题，将右侧安全带固定点固定在座椅骨架上，结合座椅强度法规对骨架强度进行了仿真分析。由于安全带固定点座椅的设计强度富余，为满足整车客户的轻量化目标并同时降低座椅的实物成本，且在不改变骨架强度及骨架固有频率的前提下用灵敏度优化法，通过改变座椅骨架总成部分零件的厚度来实现了轻量化的目标，最终优化出了一组最优的零件厚度值，实现了骨架质量从12.6kg降到了11.8kg，实现降重0.8kg，优化后的靠背骨架最大前向位移为66.5mm。轻量化后的骨架改变了座椅的质量分布，因此对优化前后的骨架进行模态分析，结果表明优化前后的骨架模态波动率为8.1%，说明优化后的骨架仍然具有良好的模态频率特性。试验过程表明，骨架总成及各子零件结构均未出现开裂或者失效现象，试验中测得靠背的最大前向位移为69mm，与设计仿真值相差为2.5mm，误差率为3.6%，说明了仿真结果的可行性，优化后的座椅结构解决了车身锁扣与座椅装配时的干涉问题。