鎂合金座椅設(shè)計及動態(tài)行李碰撞仿真

高云凱，謝明聰，孫芳，萬黨水

(1.同濟大學(xué) 汽車學(xué)院，上海201804;2.上汽股份新能源事業(yè)部，上海201804)

近年來，汽車輕量化作為汽車節(jié)油的重要手段，日益得到汽車行業(yè)的關(guān)注，采用輕量化材料就能在汽車載荷不變的條件下，盡可能降低整車質(zhì)量，從而顯著降低汽車油耗。鎂合金是具有廣闊發(fā)展前景的輕質(zhì)結(jié)構(gòu)材料，常規(guī)鎂合金比鋁合金輕30%～50%，比鋼鐵輕70%以上，應(yīng)用到工程中可大大減輕結(jié)構(gòu)件質(zhì)量，同時鎂合金具有高的比強度和比剛度［1］，是汽車輕量化設(shè)計中替代傳統(tǒng)鋼件的理想材料。

目前，鎂合金大部分以壓鑄件的形式應(yīng)用在汽車上［2-3］，但壓鑄件很難避免內(nèi)部顯微氣孔等缺陷而且力學(xué)性能較差。而變形鎂合金可獲得比鑄造鎂合金更高的強度、延伸率等力學(xué)性能［4］。文獻(xiàn)［5］針對鎂合金沖壓件在座椅設(shè)計中的應(yīng)用展開研究。由于其特殊的機械性能，鎂合金擠壓管件采取彎曲工藝應(yīng)用到汽車部件中的研究較少，因此需要對結(jié)構(gòu)設(shè)計的可行性進行預(yù)測，利用Dynaform 軟件，對新設(shè)計的后排座椅骨架的各段彎曲部位進行彎曲仿真，以便獲得具有工藝可行性的彎曲半徑設(shè)計。同時為考察后排座椅骨架對行李沖擊的承受能力，對新設(shè)計的后排座椅骨架進行動態(tài)行李碰撞仿真。

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計方案

1.1 原結(jié)構(gòu)設(shè)計方案

原座椅骨架采用鋼管經(jīng)過多次彎曲而成，主要結(jié)構(gòu)包括:鎖板、頭枕支架、鉸軸、中間鋼條和靠背主框架。骨架結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要部件的幾何尺寸如表1所示。

圖1 原座椅結(jié)構(gòu)Fig.1 Original seat structure

表1 主要部件幾何尺寸Tab.1 Geometry of main components

1.2 鎂合金座椅骨架設(shè)計方案

新座椅骨架采用鎂合金管材和板材相結(jié)合的方式進行替代設(shè)計，通過增加管的外徑和厚度(包括板的厚度)，鎂合金骨架件能夠達(dá)到鋼件的強度和剛度。為了節(jié)省工藝，在盡量不改變相鄰配合件的目標(biāo)下，盡量選用現(xiàn)有鎂合金管材型號，通過結(jié)構(gòu)改進，使得鎂合金骨架和鋼骨架具有相當(dāng)?shù)牧W(xué)性能，同時實現(xiàn)座椅骨架的輕量化替代設(shè)計目標(biāo)。

1.2.1 靠背框架設(shè)計

管材的最小相對彎曲半徑(管材彎曲中性層半徑與管材原始外徑的比值的最小值)是判定管材彎曲加工程度的重要工藝指標(biāo)，它隨著強度極限的增大而減少，隨著彈性模量的減小而減小，隨著相對壁厚(管材原始壁厚與管材原始外徑的比值)增大而減小［6］。因此在鎂合金靠背框架設(shè)計過程中，圓管彎曲半徑是所需考慮的首要因素。考慮到工藝制造方便性，構(gòu)成靠背框架的主要部件，如主框架、下橫梁和中間縱梁均選用外徑為30 mm 壁厚為3 mm 的鎂合金擠壓圓管，且采用相同的彎曲半徑(63.5 mm)，其相對彎曲半徑大于2.

考慮到鎖板及鎖的安裝空間，在新結(jié)構(gòu)中靠背框架采用3 個彎曲平面，如圖2所示。

圖2 靠背框架彎曲示意圖Fig.2 Bending sketch of seat back frame

考慮到靠背框架的承載強度，在主框架和中間縱梁之間增加3 個中間橫梁，該中間橫梁采用外徑為22 mm 壁厚為2.5 mm 的擠壓圓管。

1.2.2 鎖板及鉸軸板設(shè)計

鎖板是座椅的限位裝置，用于控制和調(diào)節(jié)座椅靠背向前翻轉(zhuǎn)，也是新座椅設(shè)計時需要保證的重要定位基準(zhǔn)。原鎖板結(jié)構(gòu)采用鋼材沖壓，需要設(shè)計沖壓模具，制造成本較高;新設(shè)計中，在滿足鎖板性能要求的前提下將其設(shè)計為鎂合金彎曲板件，節(jié)省工藝，如圖3所示。

圖3 鎖板設(shè)計Fig.3 Structure design of lock plate

鉸軸板能保證座椅繞著鉸軸進行翻轉(zhuǎn)，是座椅設(shè)計時的另一個重要的定位基準(zhǔn)。原鉸軸板是下橫梁在端頭處的彎曲壓實，新結(jié)構(gòu)要采用原方案是非常困難的，因為滿足不了相對彎曲半徑的要求，所以新結(jié)構(gòu)采用鎂合金板材進行彎曲，如圖4所示。

1.2.3 座椅骨架連接設(shè)計

圖4 鉸軸板設(shè)計Fig.4 Structure design of hinge-axis board

新設(shè)計的鎂合金座椅骨架主要由7 根管連接而成，其中對強度要求較高且本身質(zhì)量又相對較小或者本身不適宜用鎂合金制造的附件且與鎂合金件不直接接觸不存在防腐考慮的件如鉸軸、頭枕導(dǎo)向套、鎖鉤等，均采用原結(jié)構(gòu)件，如圖5所示。各管之間采用相貫氬弧焊接。中間纏繞打包帶，起到一定的支撐作用。通過底部左右兩側(cè)的鉸軸與車身連接(如圖6所示)，上端通過鎖鉤與后車身上的掛鉤連接，起到固定座椅的作用(如圖7所示)。由于該座椅用于混合動力車，行李箱后面設(shè)置有儲料瓶，所以該座椅不需要經(jīng)常解鎖翻轉(zhuǎn)。

圖5 鎂合金座椅骨架Fig.5 Magnesium-alloy seat back frame

圖6 鉸軸板與鉸軸的連接Fig.6 Connection between hinge-axis board andhinge-axis

圖7 鎖板與后車身連接Fig.7 Connection between lock plate and rear bodywork

原座椅骨架的總質(zhì)量為7.831 kg，新設(shè)計的鎂合金座椅的質(zhì)量為3.384 kg，降重比為56.8%.

2 工藝可行性分析

由于后座椅主框架有5 處彎曲，中間縱梁有1 處彎曲，如圖8所示，因此后排座椅的工藝可行性主要由6 處圓管彎曲是否可行而確定。為了確定6 處圓管彎曲是否可行，利用專業(yè)的成形數(shù)值模擬軟件Dynaform 進行彎曲仿真，對彎曲中圓管的成形情況進行預(yù)測，從而判斷各處彎曲是否可行。

圖8 各段彎曲示意圖Fig.8 Bending sketch of all parts

在實際制造過程中，靠背框架將通過5 次彎曲才能完成，因此在彎曲仿真過程中，主框架被分成5段(如圖8(a)方框中所示)。管件的精確彎曲需要準(zhǔn)確掌握管件實際彎曲角度，以便確定彎曲成形極限、管坯下料長度和縱向進給量工藝參數(shù)［7］。靠背框架中6 個彎曲處的相關(guān)參數(shù)，如表2所示。

通過滾彎仿真計算，得到靠背框架各彎曲段的成形極限和壁厚變化，如表3所示。

從表3可以看出，各段區(qū)域中的彎曲均在成型極限內(nèi)，沒有破裂區(qū)和破裂趨向區(qū)，在彎曲部位周邊區(qū)域有少量起皺和變形不充分的地方，這些可以在實際工藝中加以消除。厚度減薄百分比云圖顯示沒有過分變薄的現(xiàn)象。這表明后座椅圓管的彎曲制造性較好。設(shè)計中采用的相對彎曲半徑是合理的。實際試制也表明后排座椅的設(shè)計是合理的。

表2 彎曲仿真工藝參數(shù)Tab.2 Bending simulation parameters

表3 各段彎曲仿真結(jié)果Tab.3 Bending simulation results of all parts

3 結(jié)構(gòu)有限元分析

根據(jù)上汽MG ROVER 集團工程技術(shù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)中關(guān)于動態(tài)行李保持力的規(guī)范要求，在行李箱地板表面上放置2 個質(zhì)量為20 kg、邊長為300 mm、邊緣半徑為20 mm 的立方體。使這2 個立方體相對于汽車中心線分開50 mm.從每個立方體前方頂部到后座椅靠背的水平距離應(yīng)為200 mm.使用30 g 的水平正向脈沖。

3.1 有限元模型建立

后排座椅骨架和行李塊主要采用殼單元模擬，點焊和縫焊采用體單元模擬。螺栓連接采用Rigidbody 模擬。

采用MAT_24 材料模擬鎂合金，材料參數(shù)如表4所示。采用MAT_SPOTWELD 模擬焊點材料，仿真中不模擬焊點失效。采用MAT_RIGID 材料模擬剛性行李塊，通過調(diào)整材料密度滿足行李塊質(zhì)量要求。

表4 鎂合金材料參數(shù)Tab.4 Magnesium alloy material parameters

3.2 載荷及邊界條件

進行動態(tài)行李保持仿真時，將座椅固連在后車身上，現(xiàn)僅選取與后排座椅有連接和接觸的部分車身部件，并將這部分車身部件邊界處進行約束。將鉸軸與后車身下部支架固連，鎖板處通過剛性連接將鎖板與后車身上的鎖鉤進行連接，如圖9所示。

圖9 座椅與車身的連接Fig.9 Connection between seat and bodywork

按照規(guī)范的要求，對座椅骨架和貨物施加30 g的水平正向加速度，模擬時間為0.48 s.新座椅的有限元模型如圖10所示。

圖10 新座椅的有限元模型Fig.10 Finite element model of new seats

3.3 碰撞結(jié)果及評價

根據(jù)LS-DYNA 計算結(jié)果，圖11為碰撞模擬終了時座椅骨架的應(yīng)力云圖，從圖中可以看出，整個座椅骨架應(yīng)力分布比較合理，其中最大應(yīng)力出現(xiàn)在中間縱梁與行李塊碰撞處，該處屬于局部應(yīng)力集中，其值為435 MPa，小于鎂合金(JDM2)的強度極限。其余部位的應(yīng)力也未超過鎂合金(JDM1)的強度極限。可見新設(shè)計的鎂合金座椅骨架能承受行李塊對其的沖擊載荷，在實際應(yīng)用中是可靠的。

圖11 鎂合金座椅骨架碰撞應(yīng)力云圖Fig.11 Stress cloud of magnesium alloy seat frame subjected to collision

4 結(jié)論

針對鎂合金在汽車輕量化設(shè)計中的應(yīng)用，將鎂合金擠壓管材用于后排座椅的替代設(shè)計，提出通過多次彎曲工藝得到鎂合金座椅骨架，在此基礎(chǔ)上利用成形仿真軟件對各次彎曲進行有限元仿真，并對鎂合金座椅骨架進行動態(tài)行李碰撞仿真，結(jié)果表明:

1)新設(shè)計的鎂合金座椅骨架中采用的彎曲半徑和彎曲角度是合理的，新結(jié)構(gòu)具有工藝可行性。

2)新設(shè)計的鎂合金座椅骨架能承受行李塊的動態(tài)沖擊，新結(jié)構(gòu)是安全的。

3)鎂合金擠壓和彎曲工藝應(yīng)用到后排座椅替代設(shè)計中可以實現(xiàn)較大幅度的減重。實際應(yīng)用和試制也表明后排座椅的設(shè)計是合理的、可靠的。

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