某汽车座椅头枕静强度仿真分析与优化

赵 民，孙 晶，王 宇，王铮铮

（1.沈阳建筑大学机械工程学院，辽宁 沈阳 110168；2.上海鸿仿汽车技术有限公司，上海 201506）

1 引言

汽车座椅是乘员与汽车最直接接触的主要零部件，所以国家对汽车座椅结构的安全性能标准要求也越来越严格。汽车座椅是汽车内部最重要的零部件之一，它可以为乘员提供良好舒适的乘坐环境以及保证乘员的人身安全[1-2]。根据数据统计显示，在各类事故中，30%的伤员都有不同程度的头部损伤。当汽车受到撞击时会产生巨大的冲击力，使得乘员的头部向后运动，头部和胸部的相对位移量过大，导致乘员的颈椎受到损伤。汽车座椅的强度直接影响着座椅的安全性能，大量试验表明，头枕可以限制成年乘员头部相对于其躯干向后移动，有效地吸收外部对乘员的冲击能量，减轻碰撞外力对人头部和颈椎的损伤程度[3-4]。汽车座椅质量的好坏直接影响着乘员的生命安全，所以开发一个安全性极高的座椅头枕用来保护乘员头颈部的安全是非常有必要的。应用HyperMesh 前处理软件和Ls-dyna 求解器对某汽车座椅结构的静强度进行仿真试验分析，为座椅结构的改进和优化提供了可行性的依据。

2 汽车座椅有限元模型的建立

2.1 座椅模型建立

应用HyperMesh 前处理软件进行某车型中排右侧座椅总成有限元模型的建立。座椅的结构主要包括冲压钢板和钢丝等，对于冲压钢板等金属件采用二维的壳单元建模，钢丝采用一维的梁单元建模，发泡采用六面体单元建模。根据国家座椅静强度试验法规规定，在座椅模型头枕的正前方位置处建立一个假头模型，用该模型模拟乘员头部对座椅进行仿真试验。在建立的座椅模型中一共含有53589 个单元，其中包括壳单元48599 个，梁单元1292 个，体单元3698 个。在进行网格的划分时将其尺寸设置为5mm，二维壳单元中主要以四边形单元为主，形状变化大的区域可以采用少量的三角形单元，数量控制在5%以内[5]。

2.2 材料属性设置

在HyperMesh 的用户模块下设置该座椅结构中的各个零部件的材料及其物理属性。该结构中大部分金属件的厚度在（0.5～2.5）mm 的范围内；钢丝的直径为8mm；假头模型的直径为165mm，质量为6.8kg，壳体厚度为1mm。对于座椅结构中钢板等壳单元的材料类型定义为MATL24，即分段线性塑性材料模型。对于假头模型的材料定义为MATL20，即刚性材料，可以保证在碰撞的过程中假头不变形，座椅头枕才是变形部件[6-7]。头枕发泡的材料定义为MATL83。

2.3 连接关系设置

在座椅骨架中主要有钢丝和钢丝的连接、钢丝和卡板的连接、钢管和钢板的连接等，这其中有多处用到了点焊、缝焊的焊接形式。在建模时利用刚性单元连接的方法模拟焊接、螺栓连接方式。

2.4 接触定义设置

在进行仿真前要定义头枕和假头之间的接触方式，根据接触中主面和从面的确定原则，材料刚度大的一面为主面，定义假头球体表面为主动接触面，头枕和假头之间的接触定义为面面接触[8]。

2.5 边界条件确定

在进行仿真分析时，边界条件的确定也是十分重要的问题，因此根据实车座椅与车身地板的固定方式，在进行仿真试验分析时采用三点定位的方式。根据头枕静强度试验国家法规，在仿真分析时需根据要求将座椅头枕调节到最高位置。

2.6 载荷施加

根据座椅头枕静强度试验国家法规GB11550-2009[9]的要求，首先用假背对座椅靠背进行加载，加载时使其产生向后373N·m力矩。

完成对座椅靠背结构的加载后，开始对头枕结构进行力的加载，第一次加载到565N（第一次加载的力的大小是通过对靠背加载的373N·m 力矩与力臂的乘积结果确定），为了保持载荷在突变处缓慢的加载，保持0.05s，然后进行第二次的加载，本次加载到890N 并保持0.05s。

3 仿真试验

通过Ls-dyna 的求解运算，得出座椅总成的仿真应力云图，如图1 所示。从应力图中可以看出座椅在890N 载荷的作用下，头枕杆结构处的应力值最大，大小为345MPa，已经远远超过材料的屈服极限235MPa，但并没有达到材料的强度极限375MPa[10]。座椅结构中头枕杆的最顶端在运动过程的某一时刻超过了评判面，并且在运动的过程中，头枕杆结构的变形量较大，其变形如图2 所示。其他零部件并没有超过评判面，符合法规要求。仿真试验时头枕杆最顶端向后的位移曲线图，如图3 所示。在发生事故时若其向后移动的距离较大，不能很好的保护乘员的头部和颈部安全，存在很大的安全隐患，不满足头枕静强度试验国家法规要求。所以，需要对头枕杆结构进行改进和优化，提高其安全系数，使其满足法规要求。

图1 头枕杆结构静强度分析应力云图Fig.1 Head Pillow Structure Static Strength Analysis Stress Map

图2 头枕杆变形图Fig.2 Head Pillow Deformation Diagram

图3 头枕杆顶部位移-时间曲线Fig.3 Head Pillow Relative Displacement-Time Curve

4 优化分析

4.1 头枕杆结构改进

根据静强度的仿真分析结果可知头枕杆结构向后移动的距离较大，超过了评判面，不能有效地保护乘员的安全，所以对头枕杆的结构进行了优化。提出了两种优化方案，方案1 是在头枕杆中间位置处增加一个加强筋，方案2 是改变头枕杆骨架的形状。优化后的座椅头枕骨架结构，如图4 所示。下面对两种方案分别进行仿真分析，选出二者中符合本座椅的最优方案。对改进方案1 模型重新进行运算和仿真分析，通过HyperView 软件可知该方案的头枕杆的应力云图，如图5 所示。其最大应力为351.9MPa。通过仿真分析可知改进方案1 满足GB11550-2009 法规的要求。

图4 优化方案Fig.4 Optimization Scheme

图5 头枕杆应力云图Fig.5 Head Pillow Analysis Stress Map

对改进方案2 模型重新进行运算和仿真分析，通过HyperView 软件可知该方案的头枕杆的应力云图，如图6 所示。其最大应力为271.3MPa。通过分析可知改进方案2 满足GB11550-2009 法规的要求。

图6 头枕杆应力云图Fig.6 Head Pillow Analysis Stress Map

两种改进方案头枕杆顶部位移量对比，如图7 所示。

图7 头枕杆顶部位移量-时间曲线Fig.7 Head Pillow Relative Displacement-Time Curve

4.2 最优方案选取

对改进后的座椅结构重新进行运算和仿真分析，可知改进后的座椅结构在仿真试验时没有超过评判面而且没有零件失效。原始方案和两种改进方案中头枕杆结构中最大的应力、应变、最大位移量、质量对比，如表1 所示。由表1 可知改进后的座椅头枕杆顶部的位移量相比于原座椅结构大大减小了。通过对两种方案仿真分析的数据和移动距离曲线图形的对比可以看出改进方案2 模型的变形量和头枕杆结构的最大应力值都更小，质量也较小，符合座椅头枕静强度试验国家法规要求，所以选定方案2 为最优。

表1 原始方案与两种改进方案的数据统计Tab.1 The Data Statistics of an Original Scheme and Two Kinds of Improvement Schemes

5 结论

从仿真试验分析结果可知原座椅的头枕杆结构超过了评判面，最大应力为345MPa，超过了材料的屈服极限235MPa，虽然没有超过材料的强度极限375MPa，但失效风险很大，不满足法规的要求。对座椅结构提出了改进方案，并对其进行了可行性分析验证。经过分析可知改进方案2 的座椅头枕杆的最顶部的位移是42.67mm，比原座椅结构头枕杆的最顶部的位移118.6mm 大大减少了。方案2 的应力为271.3MPa，小于材料屈服强度，结构安全性有了很大的提高，满足GB11550-2009 国家法规的要求。