汽車座椅正面碰撞過程的數值模擬與優化

王復增,樓 灝,孫 靖,孫佳寧,杜平安

(1.電子科技大學機械與電氣工程學院，成都 610000;2.廣 西雙英集團股份有限公司，柳州 545006;3.電子科技大學廣西智能制造產業技術研究院，柳州 545000)

0 引言

1 座椅正面碰撞模型的建立

1.1 座椅零件離散

假人是評價汽車安全性能的關鍵部件，本文采用Hybrid III 50th假人模型[4]。建模時將假人調整好坐姿放置到座R點坐標處，之后以安全帶固定點坐標為基準，建立上下安全帶2D單元并分別貼合到假人胸部和腰部。座椅整體正碰有限元模型如圖1所示，包括110272個節點和191752個單元。

1.2 接觸條件和載荷設置

座椅離散后需建立接觸條件，以免部件之間相互穿透。首先對所有零部件建立單面接觸，接觸類型采用*CONTACT_AUTOMATIC_SINGLE_SURFACE，這種接觸計算速度快。發泡與鈑金件、安全帶與假人、假人與座椅發泡的接觸采用*CONTACT_AUTOMATIC_GENERAL接觸類型，它能更好地處理殼與殼、實體與殼之間的接觸，適用于大部分接觸方式。其中，假人與座椅靠背的接觸如圖2所示。

發泡材料的彈性模量為50MPa，而骨架金屬材料的彈性模量為210GPa，當座椅發生正面碰撞時，發泡會發生很大變形，單元可能扭曲非常嚴重。由于發泡采用實體單元離散，變形后兩對節點間的距離縮短，縮短到一定程度后自我體積的內面跑到外面，就會被判定為負體積，從而導致計算中斷。為避免負體積問題出現，在LS-DYNA中將控制時間步長中的ERODE選項設為1，控制總時長中的DTMIN選項設為任意非零值。這樣在計算時系統會自動檢測所有體單元，如果出現少量負體積單元，那么系統會刪除這些單元并且繼續進行運算。然而當出現的負體積單元過多時仍然會導致計算停止。因此，在對控制卡片設置的基礎上，將發泡用相較于六面體單元更硬的四面體單元進行分網，并在發泡外表面劃分一層殼單元網格，賦予其2GPa的彈性模量。在碰撞計算中發泡與鈑金件通過彈性模量為2GPa的殼單元進行接觸，可以有效抑制負體積單元產生。座椅發泡殼單元如圖3所示，其中紅色部分為發泡殼單元，白色部分為發泡體單元。

圖3 座椅發泡殼單元

在設置座椅正面碰撞數值模擬加速度載荷時首先需要建立剛性板模擬汽車地板，只釋放剛性板X方向的自由度。根據試驗提供的座椅固定點坐標，將座椅地腳與剛性板連接。發生碰撞時，實車以某減速度曲線開始減速，隨后假人也受到安全帶的約束開始減速。若將實車視為靜止，則可認為假人處在一個軸正向的加速度場內[5]。因此，給座椅施加時長為100ms的加速度曲線即可模擬座椅正碰過程。由于假人定位后不能完美貼合在座椅上，需要在施加正碰加速度前預留100ms使假人通過自身重力加速度坐到座椅上。正碰加速度曲線結束后，預留300ms使整個過程能趨于穩定，以便后處理中讀取靜態變形。因此整個仿真過程的加速度曲線如圖4所示，時長為500ms。

圖4 正碰仿真加速度曲線

1.3 座椅正面碰撞仿真算法選擇

求解結構動力學方程經常會用到紐馬克法和牛頓-拉普森法等隱式算法，但隱式算法需進行迭代，每一個增量步都要求解一次靜態平衡方程，因此這些隱式算法不適用于高度非線性問題求解。在座椅正面碰撞過程中結構會出現嚴重的非彈性變形，所以采用中心差分的顯式算法進行求解更為合理。

結構動力學方程為：

式中，Ut為廣義坐標矢量，是關于時間t的函數，表示對時間的一階導數，表示對時間的二階導數；M為對應于Ut的結構質量矩陣、C為阻尼矩陣、K為剛度矩陣，Rt為廣義力矢量。

中心差分法加速度和速度的近似表達式為：

將式(2)、式(3)代入式(1)，得：

式中，Δt為時間步長。

中心差分法在求解t+Δt瞬時的位移Ut+Δt時，只需t+Δt時刻以前的狀態變量Ut和Ut-Δt計算有效質量矩陣和有效載荷矢量，即可求出Ut+Δt。其實質是用差分代替微分，并對位移和加速度采用線性外插，這就要求步長不能過大，時間步長Δt的選擇直接影響算法的穩定性。

時間步長計算公式為：

式中，Tssf是時間步長縮放因子，一般設置為0.9；L為單元的特征長度，C為材料的聲速，L/c表示彈性應力波傳過該單元的時間。座椅正面碰撞模擬中應選擇單元最小時間步長，最小單元特征長度為2mm，材料為鋼，聲速為5920m/s，通過公式計算將時間步長設置為3.02×10-7。

2 仿真與試驗結果對比分析

利用LS-DYNA軟件對上述模型和工況進行計算。結果表明：在前100ms假人開始下落并穩定坐到座椅上，130ms左右假人前移且安全帶開始起到約束作用，200ms左右零件變形達到最大，400ms左右零件變形趨于穩定。座椅100ms、130ms、200ms、400ms時刻正面碰撞過程如圖5所示。

圖5 正面碰撞數值模擬過程

在座椅正面碰撞過程中，假人重力、慣性力是座椅承受的主要載荷。其中，假人重力以及由于座椅向后加速導致的慣性力主要施加在座椅坐盆上，由于假人的慣性力方向是沿著坐標軸-X方向與-Z方向施加的，因此對坐盆前部施加的載荷較大，載荷通過調高腿及墊片傳遞到座椅上滑軌處，再通過鎖齒傳遞到座椅下滑軌處，最終施加在座椅固定點安裝支架上，因此坐盆處、滑軌以及座椅固定點處所受的載荷較大。安全帶的約束力通過鎖扣最終傳遞到座椅坐墊的側邊板處導致座椅調角器連接板位置所受載荷變大。由于正面碰撞過程中假人向前俯沖，與座椅靠背間發生的接觸較少，因此靠背骨架上的零部件應力值很小。座椅各時刻零部件應力分布如圖6所示。由圖可知，在200ms左右座椅坐盆骨架受到的應力及變形量最大。靠背骨架在正面碰撞全時刻所受到的應力及變形量都很小，均在材料的強度范圍之內，零部件不會發生破壞。

圖6 座椅各時刻應力分布圖

采用同樣工況對座椅進行正面碰撞試驗，試驗前后照片如圖7所示。

圖7 正面碰撞試驗過程

根據標準Q/JLY J7110462B-2018要求，得出正面碰撞仿真與試驗對比結果如表1所示。評價規范對座椅坐盆、發泡以及滑軌的動靜態變形量有明確要求，且規定座椅固定點、調角器及上下橫梁等位置不能發生破壞。對比仿真與試驗結果發現，零件動態、靜態變形量基本相同，最大誤差值不超過8.7%，座椅固定點、調角器及上下橫梁等位置最大應力均未超過其材料的抗拉強度，即沒有發生破壞，以上結果證明了座椅正面碰撞數值模擬方法的有效性和準確性。

表1 仿真與試驗結果對比

3 汽車座椅結構優化設計

3.1 試驗結果分析

根據仿真和試驗結果可知，座椅碰撞后零件動態、靜態變形量均符合標準要求，但左側滑軌動態最大變形量為5mm，接近標準上限，可能造成乘員下潛嚴重，從而引發危險[6]。因此需要對滑軌進行優化，以減小滑軌動態最大變形量。

正碰試驗中，假人受到座椅和安全帶約束的影響后身體偏向座椅左側，導致座椅左側滑軌的應力值和變形量較大。滑軌材料為HC500LA，厚1.4mm，在200ms時刻左側滑軌最前端達到動態峰值變形量5mm，接近規范要求中規定的最大動態變形量，需要提高滑軌剛度來降低峰值。座椅左側滑軌應力分布及最大動態變形量如圖8所示。

圖8 左側滑軌變形云圖

3.2 座椅滑軌優化

在考慮了前后調節裝置的配合形式和沖壓工藝之后，將上滑軌前后端增加3mm厚的翻邊并將上、下滑軌厚度從1.4mm增加至1.6mm，以提高滑軌剛度。滑軌優化方案如圖9所示。

圖9 滑軌優化方案

將改進后的座椅再次進行正面碰撞數值模擬分析，下潛永久變形量和滑軌動態最大變形量優化前后結果對比如表2所示。可以看出，優化后左側滑軌最大動態變形量下降了1.9mm，遠小于標準要求的規定值，座椅下潛永久變形量下降了4mm，更加滿足標準規范要求。這是由于優化后的滑軌剛度明顯增加，抵抗沖擊的能力增大，能夠保證正面碰撞中乘員的安全，座椅的安全性更高。

表2 優化前后結果對比

4 結語

1）正面碰撞試驗與仿真結果對比，各零件動靜態變形量誤差在10%以內，仿真模型有效，座椅正面碰撞過程的數值模擬方法基本正確。

2）試驗結果表明，加速度曲線施加后的30ms左右，安全帶對乘員起到約束作用；施加后的100ms左右，各部分零件動態變形量達到最大。

3）對座椅滑軌優化后，動態最大變形量和座椅下潛永久變形量有了明顯下降，遠遠小于標準規范的要求。