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嘉峪檢測網 2024-10-08 13:11
摘 要: 座椅是汽車內飾件中質量較重的一部分,座椅骨架的輕量化設計可以有效地降低座椅整體質量,提高汽車整體性能.本文利用CATIA 軟件對某乘用車前排座椅骨架進行幾何建模,建立座椅骨架的有限元模型,并基于國家標準GB 15083—2006 對座椅骨架模型進行有限元分析.然后利用相對密度法的拓撲優化模型對座椅骨架進行輕量化設計,以體積約束下的最小結構柔度為優化目標,通過ABAQUS 軟件中的TOSCA 模塊對座椅骨架進行拓撲優化,將優化后的座椅骨架結構在ABAQUS 中進行靜力學分析.結果顯示,在滿足座椅結構強度和剛度的情況下,座椅骨架減輕了0.584 kg,減重約4%,實現了座椅輕量化的效果.
關鍵詞: 前排座椅骨架;輕量化;拓撲優化;有限元分析
汽車的輕量化技術主要是指在不改變汽車原有整體性能下,以輕量化為目標對汽車部件進行設計優化.新型材料的應用對汽車輕量化有著至關重要的影響,汽車的輕量化無論是在環境保護還是提高汽車整體安全性方面都有重要意義.相關研究資料表明: 汽車減少10%整車質量,即可提高6%～8%燃油效率.同時,汽車整體質量的減少也能在一定程度上減輕乘客在碰撞過程中受到的傷害[1].座椅是汽車駕駛室的重要組成部件,也是主要的安全部件[2].汽車座椅作為直接和人體接觸的內飾件,對乘客乘坐的舒適性和安全性起著至關重要的作用.但傳統座椅設計在充分考慮座椅安全性的同時,往往忽略了座椅整體質量的優化,從而使座椅比較沉重.為更好地提高汽車的整體性能,在保證座椅結構強度和剛度的情況下,座椅減重變得尤為重要.
1、 研究現狀
對于汽車座椅骨架方面的研究,王淑芬等[3]根據人體工程學的要求,對座椅進行拓撲優化,結果表明,優化后的座椅質量減輕了20%.張光亞等[4]基于拓撲優化理論對后排座椅進行優化,并應用高強度材料,最終使座椅總質量降低了2.585 kg.白煜等[5]提出了一種碳纖維復合材料座椅骨架的設計方法,利用拓撲優化技術合理布置加強筋,最后達到提高座椅剛度和降低座椅質量的效果.張志飛等[6]對座椅骨架進行拓撲優化和尺寸優化,并建立移動最小二乘法模型,利用多目標遺傳算法對模型進行求解,優化后的座椅骨架質量下降了5.7%.Oliveira 等[7]對汽車座椅骨架進行拓撲優化,并利用仿真軟件和試驗驗證,在滿足座椅強度要求下,使汽車座椅整體質量明顯下降,實現座椅輕量化.黃政平等[8]對汽車后排座椅骨架進行拓撲優化和尺寸優化設計,最后在提高座椅骨架剛度的同時,實現了座椅骨架輕量化.劉博勛等[9]應用試驗優化方法,以座椅零件的板厚和材料為設計變量,同時建立相應Kriging 模型,并基于此模型使用遺傳算法對座椅進行輕量化設計,對比原始模型后,驗證了輕量化優化設計方法的有效性.孟禮等[10]分別采用模態分析、形貌優化、拓撲優化和尺寸優化的方法逐步對座椅模型進行優化;在不增加座椅質量的前提下,對部分零件材料進行替換,最后使座椅質量下降了0.31 kg.上述研究主要針對后排座椅背板或前排座椅骨架質量較大的整體部分進行拓撲優化,但未考慮座椅骨架等其他重要零部件的優化設計.
本文在對座椅骨架進行多方面考慮的基礎上,結合乘用車座椅骨架上其他質量較大且比較重要的零部件進行拓撲優化設計.論文以某車型上的前排座椅骨架為研究對象,采用拓撲優化方法,在保證座椅整體和靠背靜強度工況下,分析座椅骨架的應力和應變情況,通過優化得到材料的合理分布;然后在概念設計基礎上,對某些應力和應變較大區域應用不同的高強度材料,最后用有限元仿真法對所設計方案進行驗證.
2、 拓撲優化理論
2.1 輕量化的途徑
實現汽車輕量化的方法一般會通過三種途徑:結構優化、輕量化材料的應用和先進的制造工藝,其中結構優化和輕量化材料在座椅輕量化設計中被更廣泛應用.結構優化又分為拓撲優化、尺寸優化和形狀優化,其中拓撲優化對于座椅的減重效果最為明顯,其主要是通過有限元分析及優化算法進行靜強度的計算與分析,在滿足座椅機構強度和使用性能的情況下,盡可能地去除多余材料,合理化座椅在各種工況下的傳力路徑.
另一方面,汽車輕量化材料主要是高強度鋼,其抗拉強度是普通低碳鋼材2～3 倍,延展性能好,可軋制成很薄的鋼板,是輕量化的重要材料.另一類是輕質材料,主要是鎂、鋁合金、碳纖維等復合材料.輕量化材料應用對于汽車整體減重具有重要意義.
2.2 連續體拓撲優化的方法
拓撲優化本質上是在設計區間內合理分布結構材料,在約束條件下使結構柔度和體積最小,或使響應滿足一定要求的一種結構設計方法,是將有限元分析和優化方法有機結合的新方法[11].拓撲優化方法從其物理模型描述來說可分為基結構法、均勻化方法、漸進結構優化方法、相對密度法,其相應的優化問題求解方法一般可分為序列線性規劃法、優化準則法、移動漸進法、序列二次規劃法等[12].
相對密度法是結構優化中一種有效的物理描述方法,受均勻化方法啟發,其基本思想不是引入微結構,而是引入虛擬相對密度在0～1 之間的可變材料.它借鑒了均勻化方法的經驗,直接假設設計材料的宏觀彈性常數及其密度的非線性關系.
設計變量如下:
密度和彈性矩陣如下:
式中: Ω 為設計區域;Ωs 為實體區域;Xi(x)為相對密度;ρ0、E0 分別為均質實體的密度矩陣和彈性矩陣.
在實際問題中,很難求解這樣的離散變量.為解決此問題,引入連續函數 ξ(x) (0 ≤ξ (x) ≤1)來代替離散函數X(x).但在優化過程中,會生成0～1之間的很多單元,因為不存在介于中間密度的材料,所以制造這種結構非常困難,因此需要引入懲罰因子來抑制這種結構的產生.固體各項同性懲罰材料(Solid Isotropic Material with Penalization,SIMP)是在相對密度法基礎上提出的,其優化過程中會根據單元相對密度大小決定單元是否存在.在引入懲罰因子后,能夠使單元相對密度趨近于0或1的兩端[13],從而盡可能地避免中間密度單元的產生,比起相對密度法消除棋盤格的現象,數值穩定方面有很大提高[11].
基于SIMP 方法的拓撲優化模型可廣泛應用于各種性質的目標函數和約束條件的場合,如最小柔度問題、最小質量、最小體積等問題.
2.3 基于SIMP 材料插值的數學模型
以結構最小柔度為目標函數,體積為約束的優化問題數學模型如下:
式中: F、U 和K 分別為總載荷矩陣、位移矩陣和總剛度矩陣;ue、ke、k0 分別表示單元位移矩陣、優化后單元剛度矩陣和初始單元剛度矩陣;x 為相對密度,為防止奇異現象的發生,設置其最小值略大于0;N 為總單元數;f 為體積分數;V 和V0分別指優化后的材料體積和初始材料體積;p 為懲罰因子,通常取p=3 .
在優化算法求解中,往往需要求解目標函數和約束函數的敏度值,此時可使用柔度目標函數和體積約束函數分別對設計變量求導,由此得到敏度方程.
結構柔度敏度方程為:
體積約束敏度方程為:
由目標函數以及約束條件構成的拉格朗日函數能夠推導出相應優化準則法公式[12],由體積約束條件可求得拉格朗日因子.拉格朗日函數在滿足Kuhn-Tucker 的條件下構造出迭代公式:
式中: η 為阻尼系數,其作用是能夠保證數值計算趨于穩定和收斂.其中
,為避免奇異,xmin 不能為零,一般取0.001.
在上述迭代過程中,不斷地更新設計變量xe,在約束條件下迭代結果不斷收斂,最后得到最優的結構設計.
3、 座椅骨架有限元模型的建立與分析
3.1 建立模型
以某款汽車前排座椅為參照,使用CATIA 軟件建立座椅的幾何模型.因為座椅骨架大部分是由鈑金件和管件組成,所以采用殼單元進行仿真分析,其中懸掛彈簧和坐墊彈簧采用梁單元模擬,頭枕桿采用實體單元模擬.結合座椅整體尺寸,采用平均5 mm 的網格單元,最小單元不小于2 mm,最大單元不大于10 mm,最后得到座椅有限元模型中,共有47 962 個單元,41 938 個節點.座椅骨架幾何模型如圖1 所示.
圖1 座椅骨架幾何模型
實際座椅上零件一般都采用焊接和螺栓方式連接.模型中焊接采用spotweld的Rigid進行剛性連接,螺栓采用connection of bolt 進行連接,并對座椅骨架整體剛性影響不大的調高泵和調角器等部件進行簡化,最終骨架的有限元模型如圖2 所示.
圖2 座椅骨架有限元模型
3.2 仿真分析
(1)根據國標GB 15083—2006[14],在座椅總成靜強度分析時,需要在座椅質心處分別向前或向后施加20 倍座椅總質量的重力載荷(20 Mg,其中,M 為座椅總質量,g 為重力載荷),要求座椅和座椅安裝點應能承受此載荷,不得發生座椅與固定點平面分離的情況.
(2)國標GB 15083—2006 還規定在進行座椅靠背強度分析時,對座椅靠背施加相對于座椅R點大小為530 Nm 的載荷,座椅及座椅固定點需要能夠承受該載荷,而固定裝置、調節裝置、鎖止機構不能打開[14].
對地板連接板和下滑軌后端孔處施加全約束,模擬座椅和車身連接,建立座椅靜強度工況下的有限元模型.通過Hypermesh 中post 面板summary工具找到座椅質心(1.149 14E+03,-3.639 92E+02,2.093 47E+02),在質心處分別加載向前或向后的3 900 N 載荷.座椅靠背在靜強度工況下,可以簡化為載荷力施加在靠背U 型管的集中點P 處,P 點與R 點的距離為609.285 mm,且P 點與R 點連成的直線與豎直方向夾角為37.515°,P 點和R 點的載荷加載情況和位置如圖3 所示.圖中對座椅靠背施加相對于座椅R 點大小為530 Nm 的載荷力,其等效為在P 點上施加向1 097 N 的水平力.
圖3 仿真模型的載荷加載
不同工況下的仿真結果如圖4 和圖5 所示.從仿真結果可見,座椅各零件應力都沒有超過其屈服強度,頭枕桿位移也均小于20 mm.座椅和靠背靜強度工況下的應變分別為1.316E-03 和1.858E-03,均沒有超過0.2,由此可見,零件失效風險很小.
圖4 20 倍座椅質量載荷下的結果圖
圖5 等效530 Nm 載荷 下的結果圖
3.3 座椅骨架主要部件的拓撲優化
根據仿真結果發現,座椅大部分部件的應力值遠小于其屈服強度,所以可選取應力較小的部件作為拓撲優化主要對象.選取靠背側板、調角器連接板、靠背側板連接板、坐墊側板、滑軌支架作為拓撲優化的設計空間,以座椅整體最小應變能作為優化目標,同時,零件體積為約束條件.
根據上文建立的拓撲優化模型,對坐墊側板進行拓撲優化,約束體積分數取0.7,利用ABAQUS的TOSCA 對座椅骨架進行優化,最小成員尺寸取10 mm.設置最小成員尺寸的目的是用來保證零件的可制造性,防止產生棋盤格現象[15].相應的優化迭代曲線如圖6 所示,由圖可見,座椅骨架的應變能在拓撲優化迭代過程中漸漸變小,逐漸趨于收斂狀態.
圖6 目標函數迭代曲線
由于拓撲優化運用SIMP 相對密度插值模型,其相對密度值0～1 從小到大也決定了材料存在的重要性,因此可去除相對密度0.3 以下的偽密度材料,并參考拓撲優化結果去除不重要的單元材料.圖7 即為座椅坐墊側板拓撲優化前后的對比.
圖7 坐墊側板拓撲優化前后對比
圖8 為靠背側板拓撲優化前后對比.在骨架靠背側板優化過程,為保證側板部件在實際生產中的可制造性與其他零件的配合性,在優化過程中將零件邊緣部分設置成為凍結區域.在去除優化過程中相對密度低于0.3 的材料后,最終結果如圖8 所示.
圖8 靠背側板拓撲優化前后對比
由于在仿真過程中發現滑軌連接支架的平均應力值比較小,此時可盡量多地去除低密度材料.圖9(a)為經過拓撲優化后,最后去除相對密度0.6以下材料后的結果.由于剩下密度材料比較少,實物制造也比較困難,因此最后簡化的實物如圖9(c)所示.
圖9 滑軌連接支架拓撲優化前后對比
圖10為靠背側板連接板去除相對密度低于0.3材料后的拓撲結構,優化后的實物如圖10(c)所示.
圖10 側板連接板優化前后對比
以上是座椅骨架主要零部件進行拓撲優化的方法和過程,此后則可根據拓撲優化的結果對零件實物進行優化設計.
4、 優化結果分析
為保證優化后的座椅骨架能夠滿足強度和剛度的要求,并且關鍵零件不能失效,不能有突出的尖點,需要對優化后的座椅骨架再一次進行驗證.根據上文載荷加載方式對模型進行仿真分析,求解模型的應變、應力和變形.拓撲優化后的有限元座椅骨架模型如圖11 所示.
圖11 拓撲優化后的有限元模型
通過對拓撲優化后的模型進行分析,得到優化后座椅最大應變為2.079E-03,和輕量化前相比略有增大,但都小于0.2,說明零件失效風險較小.
經過拓撲優化后得到座椅最大應變如圖12 所示,優化前后的部分零件相關應力數據見表1.
表1 座椅骨架部分零件優化前后應力對比 MPa
圖12 拓撲優化后座椅骨架最大應變
由表1 可見,滑軌的連接支架優化前后應力值變化較大,優化后應力值為422.6 MPa,超過其材料屈服強度420 MPa,所以將滑軌連接支架原材料QSTE420TM 替換為S500MC.而其余零件優化后應力值均沒有超過材料的屈服強度.由于頭枕桿位移量遠小于危險值(102 mm),因此優化后增加的位移量可忽略不計.
以座椅整體柔度最小為優化目標,零件的體積為約束條件,通過對座椅零部件進行拓撲優化,去除零件多余材料,拓撲優化前后座椅骨架質量減少了4%,頭枕位移增加了2.7%,結果均在安全要求范圍內,最終實現座椅骨架的輕量化.
5、 結論
針對某款汽車前排座椅進行建模,并建立有限元模型,根據GB 15083—2006 對有限元模型進行分析,并根據法規要求對模型設置約束、接觸和載荷條件,確定對座椅骨架質量影響較大的座椅零部件.分析了采用SIMP 相對密度插值的拓撲優化模型,以單元密度作為設計變量,結構最小柔度為優化目標,基于ABAQUS中TOSCA模塊對座椅骨架進行拓撲優化.最后在滿足座椅結構強度和剛度及各零部件都不失效情況下,座椅骨架質量減少0.584 kg,取得了座椅輕量化的效果.
來源：期刊：《寧波大學學報（理工版）》 作者：葛 孩1 ,李國平1* ,婁軍強1 ,熊文軍2 ,肖作華2（1.寧波大學 機械工程與力學學院,浙江 寧波 315211: 2.浙江天成自控股份有限公司,浙江 臺州 317201）
來源：Internet
