汽車座椅骨架結構的拓撲優化分析

唐國強

江西江鈴李爾內飾系統有限公司 江西省南昌市 330200

要想實現汽車輕量化，同時又要滿足不斷提高的產品安全要求，就要最大限度的進行結構優化，而座椅骨架結構的拓撲優化是不可忽略的重要手段，相比于材料材質提高，結構拓撲優化具有更強的經濟性，所以在優化設計中生成新構型是實現汽車輕量化設計的必要條件，這也是本研究的根本出發點和落腳點。

圖1 擺臂拓撲優化的設計與非設計區域

圖2 施加載荷及邊界條件的擺臂有限元模型

圖3 拓撲優化的流程體系

1 拓撲優化概念與應用

所謂的結構拓撲優化，是在給定材料品質和設計域內，通過優化設計方法可得到滿足約束條件又使目標函數最優的結構布局形式及構件尺寸，如圖1圖2。

拓撲優化技術主要是借助仿真分析、靈敏度計算、材料最優分布等多次迭代完成結構優化的技術手段，也就是說，當結構材料分布趨于飽和穩定時，迭代即終止可能，最終達到結構優化的目的，具體流程如圖3所示。

目前，拓撲優化技術在汽車制造領域的應用，不僅有效避免了材料的盲目使用，有效降低了汽車研發成本，提高了汽車結構性能，而且有效縮短了汽車生產周期，全面提高了汽車生產效率。同時，拓撲優化技術為工程師開發結構最優化產品或汽車新構型提供了重要保障。當然，需要重點指出的是，因拓撲優化技術是以零件結構荷載力分布為依據，定向的提供最佳的材料分布方案，這樣不僅有效提高了結構性能，而且強化了結構輕量化效果，可以說，是汽車座椅骨架結構優化設計中首選的優化技術。

2 汽車座椅骨架結構的拓撲優化

2.1 結構簡化

本文的研究對象采用的是發動機后置布局，車身結構屬于典型的非承載式結構。車身地板是高低板結構，座位安排也是常見的“16+1+1”形式，兩邊后方輪轂位置也屬于座椅布局的構成，最后排的座位為四人座，其余左右兩側都是典型的雙人+單人座位，左右設有5行16個座位，再加上司機和導游兩個單獨座位，整車共計18個座位。為獲取更加精準的座椅應力分布參數，筆者采用殼單元對車身骨架進行模擬，并在進行網格劃分前，對整個座椅結構，或者說是車身結構進行了簡化設計，具體如下：

（1）去除前保險杠、后保險杠、車窗玻璃架子、踏板框架等許多非承載構件；

（2）因為汽車座椅海綿面套的承載要遠遠小于承載的骨架，所以將其排除在計算模型框架之內；

（3）將雙人座椅背板骨架結構簡化成長度為570mm，寬度為 800mm 的長方形平板，座椅背板頂部的靠背鎖部分簡化為形狀尺寸為 133mm×105mm×33mm 的長方形結構；

（4）將相鄰的交叉但不疊合的兩個節點進行簡化處理，將其視為一個“疊合交叉”節點。此外，在初始的有限元模型中，所有的螺栓、鉸鏈等連接方式也都進行簡化處理，統一為1D焊點連接。

表1 優化前后質量對比

2.2 網格劃分

為了增強有限元模型的可視性和整體性，也為了提高管理便捷度，在進行網格劃分時，筆者將整個骨架結構分成了六部分，包括前、后、左、右、車頂和底盤，并以模塊化結構進行集成裝配，具體優化設計如下：

（1）拓展不同關節面交點之間所形成的幾何拓撲結構，確保網格相互間的持續性，同時實現共享鄰近關節結合模型邊線的共享性；部分框架焊接接頭表面邊緣處于錯位狀態，為確保網格劃分精準性，必須要對這些部分進行重新分割，以拓展幾何拓撲關系；消除各部件的尖角部分，以確保網格高質量。

（2）在網絡類型和尺寸的選擇上，因車身基本采用的是40mm×40mm的Q235矩形鋼管骨架，所以選擇整體網格單元類型和尺寸，再加上環境因素的影響，最終將尺寸定為20mm，以確保網格的足夠精準。當然，針對部分復雜的幾何拓撲關系，筆者靈活采用單位合并、分割處理等手段，對網格節點位置和規模進行及時調整，有效確保了網格精準度和高質量。

（3）將體積分數響應定義為設計約束，將約束上限設置為 0.3，即座椅骨架上的可設計區域的體積上限為原體積的 30%，以此作為拓撲優化的約束條件。

2.3 靜力和模態分析

2.3.1 原座椅骨架靜力學分析

（1）靜力分析。在實施荷載和約束正確的前提下，對原車座椅骨架進行有限元靜力計算，結果顯示骨架位移最大值出現位置是空調安裝部位，計算結果是6.715mm。最大應力出現位置是底部框架約束部位，計算結果是185mpa，以充分滿足骨架材料的應力需求。此外，最后排座椅應力集中于框架底部也是非常明顯的。

（2）模態分析。 通過對原始座椅骨架自由模態下模態值得計算，獲取真實的模態頻率和振動模式值。考慮到車輛振動，為避免出現車輛低階共振的問題，最好將振動模式值控制在3-25hz范圍內。此外，為避免出現第一彎曲模式耦合效應的扭轉模式，模態頻率通常兩種以上模態交錯所產生的振動值要達到3hz以上。通過計算可知，前面步驟的車身骨架固有頻率在合理范圍內，存在較為明顯的振動特征。

2.3.2 優化后座椅骨架靜力學分析

（1）靜力分析。在實施荷載和約束正確的前提下，對兩個優化座椅骨架結構模型進行有限元靜力計算，結果顯示骨架位移最大值出現位置是空調安裝部位，計算結果是9.285mm。最大應力出現位置是底部框架約束部位，計算結果是185mpa，充分滿足了骨架材料的應力需求。此外，最后排座椅應力集中于框架底部也是非常明顯的。

（2）模態分析。經過優化座椅骨架結構模型的七階模態值的計算，獲得了真實的振動頻率和振動模式值。計算結果顯示，在所要求的頻率范圍內，汽車骨架結構在發動機和路面激勵作用下，表現出了良好的共振特征。

3 結果對比

3.1 靜力學對比

經過對比觀察發現，汽車座椅骨架優化前后的低階頻率的固有頻率沒有發生太大變化，也就是說，對于整車的動態性能，優化設計并沒有對動力性能造成負面影響，結構變化可忽略不計；而通過優化前后精力分析結果的對比發現，優化后骨架結構的靜力與優化前是相同的，也就是說，優化后的骨架結構并沒有影響到原車的靜態剛度和結構強度，基本保持原有的靜態力學性能。

3.2 質量對比

通過具體的質量數據對比發現，整車橫向質量下降了20kg，座椅骨架質量下降了30kg，在原料的質量上限中整車骨架質量下降了50kg，具體如表1所示。所以，座椅骨架優化設計方案是可行的，一定程度地提高了材料利用率，降低了座椅生產成本。