汽車座椅骨架的拓撲優化研究

王淑芬，胡文文，李玉光，趙天鵬

(大連大學機械工程學院，遼寧大連116622)

0 引 言

小型化、輕量化、模塊化、電子化、系列化、自動化、智能化及個性化是2000年以來整車發展的趨勢，實現汽車輕量化意味著節約材料及燃油。而使用汽車、制造汽車及原材料的提煉的燃油比例大約為85∶5∶10，據調查顯示，當汽車質量每減少100 kg，可以節省油0.2 L/100 km ～0.3 L/100 km［1］，在資源越來越貧乏的今天，節省燃油刻不容緩。因此，各國的汽車制造商們都想方設法地減輕汽車質量。

汽車座椅是聯系車與人的重要部件，汽車座椅骨架又是汽車座椅的主要承載結構，其結構的好壞既影響乘坐者乘坐的舒適性也影響到座椅的壽命。當今汽車制造業的發展日趨成熟，座椅的制造技術也在不斷發展，這就要求在設計汽車座椅時，需要盡可能地減輕汽車質量，同時還要滿足座椅骨架的強度、剛度及工藝改造等因素要求，所以對汽車座椅骨架的結構設計具有重要的意義。

汽車輕量化的一種方法是結構的優化設計。結構優化是指在滿足給定的條件下，尋找給定目標函數的極大值或者極小值的過程。結構優化根據設計變量的不同，分為尺寸優化、形狀優化和拓撲優化。而結構的拓撲優化是指在給定的外載荷和邊界條件下，在滿足約束的前提下通過改變結構拓撲使結構性能達到最優。相對尺寸優化、形狀優化而言，結構拓撲優化的經濟效益更為突出，因此在優化設計中產生新構型是結構實現智能自動化設計所必不可少的條件。

拓撲優化理論最早是在桁架等離散結構上應用，比較好地解決了這些簡單的問題，但是不能很好地解決連續體結構的拓撲優化。后經有關科研人員的艱苦探索和不懈努力，提出了均勻法、變厚度法、變密度法等解決連續體結構拓撲優化的新方法［2］。

本研究主要應用拓撲優化方法，以人體壓力分布為約束條件，對坐墊進行結構優化;根據鎂合金材料特點及加工特點修改座椅模型;再對調整后的座椅進行靜力學分析，檢測其是否滿足汽車座椅的要求。

1 拓撲優化數學模型

拓撲優化中的均勻化優化方法，其基本思想是在拓撲優化中引入所謂微結構，該方法以孔洞尺寸為設計變量，以孔洞尺寸的消長實現微結構的增刪，從而改變結構拓撲。4種微結構形式如圖1所示。

圖1 4種微結構形式

Bendsoe給出了以結構柔度最小為目標的拓撲優化模型:

式中:ai—微結構中正方形孔的邊長，C—結構柔度，V—結構實際體積，Vmax—給定的結構最大體積。

有限元中拓撲優化方法應用拓撲優化方法中的均勻化優化方法［3-4］。

2 汽車座椅骨架輕量化研究

2.1 座椅結構優化流程的制定

汽車座椅的輕量化設計就是在保證座椅骨架結構性能要求和可制造性的前提下，應用優化設計的方法，減少多余的材料，提高材料的利用率，以達到骨架結構輕量化的目的。因此，本研究制定相關的設計流程結構圖來提高座椅的設計效率，流程圖如圖2所示。輕量化的另一種方法是在滿足力學性能的要求下選用輕質材料，本研究中的骨架選用鎂合金材料，材料參數如表1所示。

圖2 座椅骨架結構優化流程圖

表1 骨架的材料參數

2.2 座椅骨架的建模及其有限元分析

汽車座椅對舒適性影響很大，世界各國有關廠家都運用人機工程學原理來設計和研究開發座椅。其中要充分考慮人體尺寸、人體重量、乘坐姿態和體壓等因素。

根據人機工程學設計座椅時，其各部分與人體要有緊密的貼合感，由于坐骨粗壯，其周圍肌肉要承受很大的壓力，大腿底部有神經系統和大血管，壓力過大時神經傳導會感到不適，還會影響血液循環。本研究按照臀部不同部位不同壓力的原則來分布坐墊上的壓力:即坐骨處壓力最大，向四周逐漸減小，到大腿部位的壓力降到最小值。腰錐在承受人的上體全部質量的同時，還要承受因人體運動的彎腰等活動，使腰曲超出正常脊柱生理弧型，從而產生腰曲變形。所以，腰椎部分最易受到損傷，腰曲變形嚴重。在座椅的設計時，主要考慮兩個方面:首先為了減輕頸椎的壓力，要設計肩靠，大約在人的第五和第六頸椎的地方;其次就是腰靠，支撐腰部，減小因彎腰駕駛產生的疲憊感，就像靠枕一樣，墊在腰部，讓駕駛員可以輕松駕駛。

根據汽車設計對人體的布置和舒適坐姿要求，不僅要進行座椅布置，還要進行座椅和操縱裝置相對位置的確定;按照坐姿舒適性選擇座椅坐墊座深、座寬、高度、以及坐墊傾角、靠背和坐墊夾角與靠背的高;確定方向盤與座椅、加速踏板與座椅的及操縱裝置與座椅的相對位置，同時還要確定座椅的水平和垂直調節量。

最后再根據鎂合金材料特點，應用Pro/E建立實體裝配模型如圖3所示。其中，座椅坐墊的長、寬、高;靠背的長、寬尺寸以及坐墊與靠背傾角如表2所示。

圖3 座椅骨架的Pro/E實體裝配模型

表2 座椅骨架基本尺寸

2.3 座椅拓撲優化設計

本研究主要是應用ANSYS對座椅坐墊進行優化設計，因此需將Pro/E模型導入ANSYS中，對其進行數據合并等處理。對坐墊進行優化時，筆者先將坐墊簡化并進行網格劃分，設置單元尺寸為10 mm，單元類型為六面體單元，模型總結點數12 584，單元數為7 500。座椅的工況以壓力為主，約束位置為左、右兩側。

ANSYS中的拓撲優化模塊與傳統的優化設計不同，拓撲優化不需要給出參數和優化變量的定義［6-7］，目標函數、狀態變量和設計變量都是預定義好的，用戶只要給出結構參數(材料特性、模型、載荷等)。在滿足V=60(也就是滿足最大剛度準則要求的的情況下省去60%的材料)的條件下，根據表1設定座椅的材料屬性，坐墊邊框設為不優化區域，約束條件為所承受人體載荷。指人體與座椅之間的壓力分布，是影響乘坐舒適性的重要因素。在人就坐時，約80%的身體重量經過臀部、背部隆起部分及其附著的肌肉壓在座椅面上，因此坐姿的體壓分布同時也是設計座椅結構的重要因素之一。座椅壓力分布如圖4所示。本研究設定省去材料60%，載荷工步數為4，迭代次數30次，進行拓撲優化，得到結果如圖5所示。圖5中，淺灰色為保留材料，深灰色為去除的材料，從結果中看出，保留區域與座椅壓力載荷的分布基本一致，壓力值大的地方，是優化結果中保留最多的部分。

圖4 壓力分布圖

圖5 拓撲優化結果

2.4 基于拓撲優化的新座椅坐墊設計

拓撲優化的結果確定座椅坐墊的結構造型。由于該坐墊是鎂合金M60壓鑄件，設計壓鑄件時，不僅要考慮其工作功能和力學性能的要求，還要考慮合金鑄造性能、鑄造工藝對鑄造結構［8］的要求。鑄造結構設計是否合理，對鑄件質量、生產率和制造成本都有很大的影響。

采用壓鑄的加工方法時，在結構設計中，薄壁及均勻壁厚是壓鑄工藝中基本的設計原則。本研究所選用的材料鎂合金流動性好，用來壓鑄薄壁件時就不會出現熱裂和澆不足等問題。拓撲優化后的坐墊壁厚均勻。一般來說，鎂合金的正常壓鑄壁厚為2 mm～4 mm。在無需特殊加工的條件下，可壓鑄壁厚最小可達0.635 mm的薄壁壓鑄件［9］。經過拓撲優化后的坐墊厚度為10 mm，綜合座椅結構及根鎂合金壓鑄件要求的壁厚，定為4 mm。在使用壓鑄方法加工產品時，容易出現應力集中、裂紋等缺陷，因此，設計壓鑄件的過渡方法是選用圓弧漸變過渡。而銜接處的圓角半徑應該盡量選用準許范圍內的最大值，其最小也不能小于壓鑄件的最小壁厚。

在使用壓鑄方法加工產品時，容易出現應力集中、裂紋等缺陷，因此，設計壓鑄件的過渡方法是選用圓弧漸變過渡。而銜接處的圓角半徑應該盡量選用準許范圍內的最大值，其最小也不能小于壓鑄件的最小壁厚。

通常推薦脫模斜度一般是2°～5°，也可見斜度為1°～3°的設計。鎂合金有優良的熱收縮特性，而與鐵的親和度較低，因此有時可采用零拔模斜度。在型芯和壁設定時，較小的脫模斜度能使壓鑄件重量大幅度地減輕。因此坐墊在設計時選用零拔模斜度。

分型線選擇時，為了防止側凹產生，簡化模具制造過程及降低成本，在設計孔時，應該合理設置加工余量、其直徑與深度比等。本研究中座椅坐墊有孔的設計，孔比較大，坐墊厚度較小，這方面的問題不大。

在壓鑄件加工完時，需要推桿將壓鑄件頂出，所以設計時還要規定澆口位置，將推桿的位置預留出來。

根據鎂合金壓鑄件的設計原則、壓鑄的工藝特點以及對坐墊拓撲優化的結果，修改后的座椅坐墊模型如圖6所示，應用Pro/E裝配座椅整體結構如圖7所示。

圖6 坐墊骨架結構

圖7 修改后座椅骨架整體結構

3 優化后座椅結構靜力學分析

本研究將優化后的模型導入ANSYS，導入后需要重合的點、線、面、體先用 Merge Item 合并［10］，來減少單元的數量。座椅骨架基本上由板及管構成，只承受彎曲應力和剪切應力，因此筆者選取Solid單元，大多數座椅骨架為焊接而成的，實體單元之間就需要剛性連接，此時選用剛性單元。本研究選用六面體和四面體對優化后的座椅骨架進行網格劃分。

3.1 新座椅進行總成靜強度分析

邊界條件的確定:對座椅分析模型的加載方式和固定方式，要根據具體的材料性能、安裝和固定方式而定。對于該座椅而言，轎車駕駛員座椅，座椅骨架坐墊后兩端及前端面支撐。其他位置沒有與車身鈑金相連，在分析計算模型中，對這4個安裝固定點而言，筆者采取假定螺栓不破壞的形式，直接采用rigid連接方式約束。

座椅的重心是(87，0，-88)，坐標中心在座椅的鉸鏈中心。座椅骨架質量為6.22 g，因此將1 217.16 N的的力向前、向后分別作用到質心處［11］，質心位置如圖8所示。

圖8 座椅質心水平向前向后施力

仿真結果的分析:在座椅總成質心處水平向前、水平向后對其施加20倍座椅總成質量的載荷，最大位移出現在靠背橫桿處，最大位移為7.7×10-8mm(重力仿真位移變形圖如圖9所示)，應力最大的區域出現在坐墊連接螺栓上，數值為72.03 Pa(重力應力圖如圖10所示)，而其材料為St12(參數如表1所示)，沒有超過極限值，滿足要求。

圖9 座椅總成20倍重力仿真位移變形圖

圖10 20倍總成重力應力圖

3.2 新座椅的靠背靜強度仿真

邊界條件的確定:進行座椅靠背靜強度仿真分析時，座椅是通過滑軌與車身地板連接，約束方式與進行座椅總成靜強度仿真時的約束方式相同，而力的加載方式則不同。該模型加力點選擇在座椅靠背的橫管上。對座椅R點加載530 N·m的力矩時相當于在用座椅靠背橫梁上的加載的大小為2 586.4 N的力。

仿真結果的分析:當對座椅R點加載530 N·m的力矩時，作用在座椅靠背橫管上的力的大小應為2 586.4 N，應力圖如圖11所示，最大應力為8.5×10-8Pa，材料為St12(參見表1所示)，滿足要求。座椅的位移量不大，座椅總成基本沒有位移。通過對座椅在承受相對于座椅H點373 N·m的載荷時的應力和位移仿真分析，可以看到該鎂合金汽車座椅強度完全符合國家標準的要求，并留有余量。加載該載荷時，頭枕的位移量為46 mm，在102 mm的范圍內。

圖11 彎矩應力局部圖

4 結束語

本研究根據人體壓力分布對汽車座椅骨架進行拓撲優化設計，同時考慮材料加工工藝對座椅進行模型修改，從而得到符合制造工藝要求的汽車座椅骨架結構。通過對汽車座椅輕量化設計，優化后的汽車座椅骨架比優化前的座椅減重20%，優化后的座椅骨架也滿足座椅的靜力學要求，從而驗證了拓撲優化用于汽車座椅的可行性，同時得到了新的座椅骨架。

后續研究中，筆者將對座椅整體骨架進行拓撲優化，同時增加動力學分析，以期更真實地反映實際工作狀態。

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