一種新型商用車座椅動(dòng)態(tài)特性評(píng)價(jià)與結(jié)構(gòu)優(yōu)化

楊 明，王生懷，孫海明

（1.湖北汽車工業(yè)學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院，湖北 十堰 442002；2.東風(fēng)華神汽車有限公司，湖北 十堰 442000）

1 引言

在汽車的使用過(guò)程中，座椅的舒適性主要包括靜態(tài)舒適性和動(dòng)態(tài)舒適性，靜態(tài)舒適性主要與座椅的各種參數(shù)有關(guān)，動(dòng)態(tài)舒適性則主要與座椅的振動(dòng)有關(guān)。文獻(xiàn)[1]對(duì)座椅主要的零件進(jìn)行靈敏度測(cè)試，用座椅舒適性實(shí)驗(yàn)和振動(dòng)函數(shù)分析舒適性差的根源。車輛行駛過(guò)程中座椅產(chǎn)生的劇烈抖動(dòng)易導(dǎo)致車身連接部位松脫、連接處零件發(fā)生疲勞斷裂等，使座椅的前后俯仰姿態(tài)、左右擺動(dòng)姿態(tài)、扭轉(zhuǎn)姿態(tài)會(huì)超出座椅的正常頻率范圍值。文獻(xiàn)[2]通過(guò)相干函數(shù)和MAC矩陣法驗(yàn)證了計(jì)算模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)的有效性，針對(duì)座椅共振進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提升了座椅的固有頻率值。在產(chǎn)品設(shè)計(jì)時(shí)除了要滿足常規(guī)的尺寸要求和法規(guī)以外，還應(yīng)基于固有頻率和振型充分考慮動(dòng)態(tài)特性，對(duì)薄弱環(huán)節(jié)進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)。由于座椅骨架由近百個(gè)不同的零部件構(gòu)成，往往座椅的質(zhì)量分布是不均勻的，可以考慮修改部分位置處的質(zhì)量分布來(lái)改善座椅骨架的共振頻率。文獻(xiàn)[3]將飛機(jī)-座椅-人體振動(dòng)系統(tǒng)簡(jiǎn)化為座椅-人體單質(zhì)量振動(dòng)系統(tǒng)，把座椅質(zhì)量分布特征與座椅振動(dòng)特性相結(jié)合，通過(guò)改進(jìn)座椅減震系統(tǒng)，減少飛機(jī)振動(dòng)激勵(lì)從而提高了座椅的舒適性。文獻(xiàn)[4]通過(guò)改變座椅與車身底板的安裝方式，將試驗(yàn)?zāi)B(tài)與計(jì)算模態(tài)對(duì)比分析，提出了模態(tài)提升改進(jìn)方案。文獻(xiàn)[5]通過(guò)改變座椅零部件的結(jié)構(gòu)位置和質(zhì)量分布，提升了座椅的模態(tài)參數(shù)。文獻(xiàn)[6]對(duì)靠背質(zhì)量、坐墊質(zhì)量、安裝固定方式進(jìn)行三因素兩水平的正交實(shí)驗(yàn)分析出了各因素對(duì)共振頻率的影響。綜合考慮座椅剛度、質(zhì)量、彈簧阻尼的匹配特性要求對(duì)現(xiàn)有座椅結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，從而達(dá)到座椅自身零件的模態(tài)互相解耦，并確保車身相鄰子系統(tǒng)模態(tài)頻率相互錯(cuò)開(kāi)。

2 座椅設(shè)計(jì)法規(guī)校核

根據(jù)GB 15083-2019和GB11550-2009要求，對(duì)于帶頭枕的靠背骨架，在頭枕頂部向下65mm處施加M1=373N·M的初始作用力矩，則頭枕相應(yīng)能承受的載荷F1=890N，結(jié)合座椅強(qiáng)度設(shè)計(jì)準(zhǔn)則及該座椅使用環(huán)境路況需求，該座椅骨架的設(shè)計(jì)目標(biāo)不低于法規(guī)的1.3倍，則該座椅骨架對(duì)應(yīng)的頭枕施加的力矩：

式中：M1—初始加載力矩；M2—骨架承受載荷。

式中：F1—頭枕承載力；F2—頭枕極限受力。

已知該座椅頭枕高度h0=796mm，靠背骨架材料的許用應(yīng)力[σ]=95MPa.靠背施加的實(shí)際力臂：

式中：M3—靠背實(shí)際承載最大彎矩；l—靠背力臂。

由圖1可知，靠背從頂端至旋轉(zhuǎn)中心處，越靠近旋轉(zhuǎn)中心點(diǎn)，彎曲應(yīng)力越大，則在靠背骨架的任一截面B-B上的彎曲應(yīng)力：

式中：Mbmax—靠背截面最大彎矩；h—靠背加載截面與旋轉(zhuǎn)中心截面的距離。

由式（1）～式（5）可知，截面B-B上可能產(chǎn)生的最大彎矩Mbmax＜M3，即當(dāng)靠背頭枕承受最大外部載荷力時(shí)，頭枕所能承受的彎矩滿足設(shè)計(jì)要求，如圖1所示。

圖1 頭枕強(qiáng)度法規(guī)校核Fig.1 Head Restraint Strength Regulation Check

靠背骨架彎管的材質(zhì)為QSTE 340，外直徑D為Ф22mm，壁厚為2mm的空心彎管。設(shè)靠背彎管空心截面內(nèi)徑為d，外徑為D，則抗彎截面系數(shù)：

式中：Wb—靠背彎管抗彎截面系數(shù)；d—彎管內(nèi)徑；D—彎管外徑；α—內(nèi)外徑的比值。

代入上述數(shù)據(jù)計(jì)算，該靠背彎管的抗彎截面系數(shù)

由圖2可知，當(dāng)靠近靠背旋轉(zhuǎn)中心點(diǎn)時(shí)，靠背的彎曲應(yīng)力最大，靠背骨架的危險(xiǎn)截面是靠背旋轉(zhuǎn)中心處的截面，此時(shí)靠背彎管在受力過(guò)程中產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力最大。由式（6）～式（7）可知，該靠背彎管的最大彎曲應(yīng)力：

式中：σmax靠背最大彎曲應(yīng)力；[σ]—靠背許用應(yīng)力。

靠背的極限彎曲應(yīng)力大于靠背骨架設(shè)計(jì)目標(biāo)的許用應(yīng)力，靠背骨架結(jié)構(gòu)符合設(shè)計(jì)要求。綜上所述，靠背骨架結(jié)構(gòu)滿足目標(biāo)設(shè)計(jì)要求，符合座椅強(qiáng)度法規(guī)設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，如圖2所示。

圖2 靠背骨架強(qiáng)度法規(guī)校核Fig.2 Back Frame Strength Regulation Check

3 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析研究系統(tǒng)在頻域內(nèi)的動(dòng)態(tài)特性，利用結(jié)構(gòu)的總質(zhì)量和總剛度來(lái)確定其自然共振的各個(gè)階段[7]。座椅模態(tài)分析的實(shí)質(zhì)，就是求解具有有限個(gè)自由度的無(wú)外載載荷狀態(tài)下的運(yùn)動(dòng)方程模態(tài)矢量（由于結(jié)構(gòu)的阻尼對(duì)其模態(tài)頻率以及振型的影響很小，可以忽略）。以無(wú)阻尼系統(tǒng)的各階主振型所對(duì)應(yīng)的模態(tài)坐標(biāo)來(lái)代替物理坐標(biāo)，使坐標(biāo)耦合的微分方程解耦為各個(gè)坐標(biāo)獨(dú)立的微分方程組[8]。多自由度振動(dòng)系統(tǒng)的質(zhì)量分布可以看成幾個(gè)質(zhì)量共同構(gòu)成的結(jié)果，座椅剛度與位移成線性關(guān)系，阻尼與速度呈線性關(guān)系，則多自由度系統(tǒng)是線性時(shí)不變系統(tǒng)，座椅動(dòng)態(tài)特性的運(yùn)動(dòng)方程可以表示如下[9]：

式中：［M］—總體質(zhì)量矩陣；［C］—總體阻尼矩陣；［K］—總體剛度矩陣；{f(t)}—外部激勵(lì)矩陣；{x(t)}—系統(tǒng)的位移矩陣；—系統(tǒng)的速度矩陣—系統(tǒng)的加速度矩陣。

物理坐標(biāo)和結(jié)構(gòu)參數(shù)組成的微分方程可用于結(jié)構(gòu)振動(dòng)的描述，模態(tài)分析就是用模態(tài)坐標(biāo)及模態(tài)參數(shù)描述這些方程，使方程解耦[10]。模態(tài)是系統(tǒng)的固有屬性，與外界激勵(lì)無(wú)關(guān)，令力向量{f(t)}=0，則多自由度系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)化為無(wú)阻尼無(wú)激勵(lì)的自由振動(dòng)系統(tǒng)，此時(shí)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)方程可簡(jiǎn)化為：

式中：φ—系統(tǒng)的初始相位；[?]—系統(tǒng)的振幅矩陣；ωi—座椅振動(dòng)系統(tǒng)各階固有頻率值。

式中：?i—系統(tǒng)對(duì)應(yīng)階模態(tài)的振型向量。在實(shí)際工程應(yīng)用中，i只取1，2，…6，更高階次的模態(tài)無(wú)實(shí)際意義。根據(jù)座椅設(shè)計(jì)參數(shù)可知：一階模態(tài)ω1≥37Hz，座椅的初始質(zhì)量m0=9.64kg，該商用車座椅的初始剛度k0=12.37N/m，剛度矩陣和質(zhì)量矩陣如下：

4 模型前處理及網(wǎng)格劃分

為了簡(jiǎn)化模型，在不影響模態(tài)分析結(jié)果前提下，省略了座椅部分結(jié)構(gòu)件以及安裝孔，去掉多余的重復(fù)面及倒角。該座椅的主要承受載荷部位是座椅骨架總成，因此在分析時(shí)忽略座椅泡沫、面料、塑料護(hù)罩等零件對(duì)座椅模態(tài)的影響。整體模型采用2D和3D單元模擬，單元尺寸為5*5mm，螺栓采用rigid單元連接，因座椅靠背泡棉以及坐墊泡棉均為柔性復(fù)合材料，采用reb柔性約束單元進(jìn)行模擬，座椅靠背彈簧采用spring單元模擬[11]。同時(shí)，對(duì)于模型中結(jié)構(gòu)不規(guī)則、體積較小的零件采用實(shí)體網(wǎng)格劃分，在厚度方向采用三層網(wǎng)格劃分方法，可以提高計(jì)算結(jié)果的精度。建立焊點(diǎn)連接單元時(shí)按照CATIA 幾何模型中的焊點(diǎn)連接標(biāo)識(shí)，在對(duì)應(yīng)的地方添加焊點(diǎn)連接單元，焊點(diǎn)連接單元可設(shè)置為Beam單元屬性，并賦予相應(yīng)的焊點(diǎn)連接材料[12]。座椅骨架的材料主要為鋼材，根據(jù)座椅的BOM 表設(shè)置零部件的材料和厚度屬性。座椅模型中共包含312815個(gè)單元，189790個(gè)節(jié)點(diǎn)。詳細(xì)的單元質(zhì)量，如表1所示。

表1 網(wǎng)格質(zhì)量控制表Tab.1 Grid Quality Control Table

5 結(jié)果分析及優(yōu)化

5.1 優(yōu)化前結(jié)構(gòu)模態(tài)分析

根據(jù)整車設(shè)計(jì)目標(biāo)要求，模態(tài)優(yōu)化的同時(shí)要確保有足夠的強(qiáng)度，優(yōu)化前后座椅骨架質(zhì)量最大增量不超過(guò)3%，同時(shí)避免座椅與車身附件產(chǎn)生共振，設(shè)定座椅骨架一階模態(tài)頻率不低于38Hz，確保完全避開(kāi)車身及子系統(tǒng)的固有頻率。進(jìn)行座椅模態(tài)分析過(guò)程中主要考查前6階模態(tài)頻率，仿真結(jié)果，如圖3、圖4所示。

圖3 優(yōu)化前一階模態(tài)頻率及振型Fig.3 First Mode Frequency and Mode Shape Before Optimization

圖4 優(yōu)化前六階模態(tài)頻率及振型Fig.4 Sixth Mode Frequency and Mode Shape Before Optimization

仿真結(jié)果表明：在振動(dòng)頻率方面，座椅骨架第一階振動(dòng)頻率為33.80Hz，與設(shè)計(jì)目標(biāo)頻率值相比低4.2Hz，不滿足設(shè)計(jì)要求。多數(shù)模態(tài)值分布在35Hz左右，可能處于發(fā)動(dòng)機(jī)怠速頻率內(nèi)，存在產(chǎn)生共振的風(fēng)險(xiǎn)。在振型方面，座椅骨架的振動(dòng)主要為坐墊蛇簧和靠背蛇簧的振動(dòng)為主，其中由于靠背蛇簧外圍沒(méi)有其他支撐和固定結(jié)構(gòu)，導(dǎo)致靠背蛇簧在各個(gè)方向的振動(dòng)均較敏感；坐墊蛇簧的振動(dòng)主要以上下振動(dòng)和翻滾振動(dòng)為主，且這部分的振動(dòng)極易造成坐墊舒適性變差。因此，需要對(duì)上述結(jié)構(gòu)模態(tài)薄弱的環(huán)節(jié)部位進(jìn)行優(yōu)化。

5.2 座椅靠背、坐墊骨架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化

文獻(xiàn)[13]針對(duì)進(jìn)氣管零件低階模態(tài)共振問(wèn)題進(jìn)行分析，通過(guò)改變進(jìn)氣管本體和部分支架的結(jié)構(gòu)形式，在保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的前提下，實(shí)現(xiàn)了模態(tài)提升。通過(guò)對(duì)該座椅骨架模態(tài)分析，可以看出初期設(shè)計(jì)的座椅結(jié)構(gòu)不符合設(shè)定的目標(biāo)，對(duì)現(xiàn)有骨架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，使其一階頻率值達(dá)到38Hz以上。在優(yōu)化分析時(shí)，可以將整個(gè)座椅簡(jiǎn)化為懸臂梁式結(jié)構(gòu)，初步考慮通過(guò)改變座椅部分零件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方案和增加或減少座椅零部件的厚度，減小因座椅整體質(zhì)量分布不均造成的模態(tài)偏低現(xiàn)象，從而提高座椅整體剛度。綜合考慮座椅制造工藝性及成本要求，提出如下結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案。

增加靠背蛇簧固定結(jié)構(gòu)，并延伸至底部與鋼管采用焊接固聯(lián)。該鋼絲框直徑與現(xiàn)有靠背蛇簧直徑均為0.7mm，優(yōu)化前后的靠背蛇簧結(jié)構(gòu)，如圖5所示。將目前的坐墊蛇簧矩形鋼絲固定框左右分別延長(zhǎng)50mm，并與左右坐墊彎管搭接，搭接處采用焊接固聯(lián)。坐墊蛇簧優(yōu)化前后方案，如圖6所示。

圖5 靠背彈簧結(jié)構(gòu)優(yōu)化Fig.5 Backrest Spring Structure Optimization

圖6 坐墊結(jié)構(gòu)優(yōu)化Fig.6 Cushion Structure Optimization

5.3 座椅靠背、坐墊骨架優(yōu)化仿真分析

按照上述優(yōu)化方案，對(duì)結(jié)構(gòu)變動(dòng)部位零件重新劃分網(wǎng)格、材料賦予、建立單元連接后，再次進(jìn)行仿真分析，則靠背、坐墊結(jié)構(gòu)方案優(yōu)化后仿真結(jié)果，如圖7所示。

圖7 靠背、坐墊結(jié)構(gòu)方案優(yōu)化后模態(tài)頻率及振型Fig.7 Modal Frequency and Mode Shape of Backrest and Cushion Structure after Optimization

仿真結(jié)果表明：針對(duì)坐墊蛇簧、靠背蛇簧進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化后，二階頻率達(dá)到了40.1Hz，相比之前提升了14.3%，六階頻率達(dá)到了91.2Hz，相比之前提升了1.2倍，坐墊和靠背蛇簧局部的振型變得更加規(guī)則，說(shuō)明經(jīng)過(guò)優(yōu)化后的座椅骨架變得更加穩(wěn)定，但是從云圖可以看出，一階模態(tài)值僅為34.2Hz，依然沒(méi)有達(dá)到設(shè)計(jì)目標(biāo)要求，需結(jié)合目前振型特點(diǎn)，有針對(duì)性的改變座椅骨架部分零部件的厚度來(lái)提高第一階模態(tài)頻率值。

5.4 座椅零件壁厚的優(yōu)化

文獻(xiàn)[14]從模態(tài)振型特性出發(fā)，分析了模態(tài)頻率優(yōu)化的影響特點(diǎn)，通過(guò)改變車身16個(gè)零件的厚度，在保證不損失車身整體強(qiáng)度的前提下，提升了整車的模態(tài)頻率并實(shí)現(xiàn)了輕量化的要求。結(jié)合目標(biāo)設(shè)定要求，在所有變量中選擇一個(gè)作為新的目標(biāo)函數(shù)，其余變量作為約束函數(shù)，從而將多目標(biāo)問(wèn)題轉(zhuǎn)化為單目標(biāo)問(wèn)題進(jìn)行求解。文獻(xiàn)[15]對(duì)飛機(jī)懸架系統(tǒng)和輪胎進(jìn)行剛度、阻尼特性優(yōu)化，在計(jì)算過(guò)程中，將最大垂直加速度作為優(yōu)化目標(biāo)，通過(guò)構(gòu)造狀態(tài)狀態(tài)變量的函數(shù)進(jìn)行優(yōu)化，尋求最優(yōu)解，實(shí)現(xiàn)了車輛最大加速度的優(yōu)化提升。以提高座椅二階模態(tài)頻率F（x）作為設(shè)計(jì)目標(biāo)，同時(shí)約束座椅骨架總質(zhì)量Mass，使得座椅整體模態(tài)分布更加合理并能實(shí)現(xiàn)座椅的輕量化，需滿足座椅強(qiáng)度法規(guī)要求，對(duì)座椅靠背沿縱向向后施加1個(gè)相對(duì)于座椅“R”點(diǎn)373N·m的力矩，約束靠背前后方向的位移量S。按上述要求定義出座椅骨架優(yōu)化模型的設(shè)計(jì)目標(biāo)、狀態(tài)變量、目標(biāo)函數(shù)及約束條件，得到該優(yōu)化問(wèn)題的數(shù)學(xué)模型如下：

式中：F(xi)—各階模態(tài)值；Mass—座椅骨架總成質(zhì)量；S—座椅骨架前后方向的位移量；PjU、PjV(j=1，2，…，6)—對(duì)應(yīng)設(shè)計(jì)變量的上、下限；Pj—設(shè)計(jì)變量的取值。優(yōu)化調(diào)整骨架中A、B、C、D、E、F零件的厚度，以得到滿足設(shè)計(jì)要求的零部件，如圖8所示。

圖8 設(shè)計(jì)變量零件Fig.8 Design Variable Parts

按照上述變量設(shè)置，對(duì)料厚變動(dòng)部位零件重新賦予屬性后，再次進(jìn)行仿真分析，迭代優(yōu)化過(guò)程，如圖9所示。

圖9 迭代優(yōu)化曲線Fig.9 Iterative Optimization Curve

從圖9可以看出，在第6步時(shí)迭代出現(xiàn)最優(yōu)化的解，輸出A、B、C、D、E、F零件的厚度，如表2所示。

表2 優(yōu)化變量及優(yōu)化結(jié)果Tab.2 Optimization Variables and Optimization Results

5.5 座椅零件壁厚的優(yōu)化仿真分析

按照上述優(yōu)化方案，對(duì)料厚變動(dòng)部位零件重新賦予屬性后，再次進(jìn)行仿真分析，則料厚優(yōu)化后的仿真結(jié)果，如圖10、圖11所示。仿真結(jié)果表明：針對(duì)靠背彎管進(jìn)行合理的料厚優(yōu)化后，使一階頻率達(dá)到了38.10Hz，相比優(yōu)化之前提升了13.2%，優(yōu)化后座椅質(zhì)量為6.12kg，達(dá)到了設(shè)計(jì)目標(biāo)要求。

圖10 優(yōu)化前第一階振型Fig.10 First Mode Shape before Optimization

圖11 優(yōu)化后第一階振型Fig.11 First Mode Shape after Optimization

6 座椅骨架實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

6.1 試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

優(yōu)化后的座椅結(jié)構(gòu)需要經(jīng)過(guò)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，才能保證優(yōu)化方案的實(shí)際有效性，進(jìn)而確保研究結(jié)果的可靠性。本次實(shí)驗(yàn)的目的是主要獲得該座椅低階模態(tài)值，用以驗(yàn)證有限元仿真的準(zhǔn)確性。實(shí)驗(yàn)過(guò)程中重點(diǎn)關(guān)注靠背一階前后彎曲模態(tài)和一階左右彎曲模態(tài)，測(cè)點(diǎn)選取、分布及實(shí)驗(yàn)過(guò)程，如圖12、圖13所示。試驗(yàn)得出了優(yōu)化后座椅的低階模態(tài)參數(shù)，如表3所示。由表3可知，優(yōu)化后的座椅模態(tài)仿真參數(shù)與實(shí)驗(yàn)測(cè)得的數(shù)據(jù)誤差在6%以內(nèi)，說(shuō)明建立的有限元分析模型能夠真實(shí)的反應(yīng)實(shí)際座椅的振型和模態(tài)頻率，優(yōu)化方案有效。

圖12 測(cè)點(diǎn)位置分布Fig.12 Location Distribution of Measuring Points

圖13 骨架自由模態(tài)測(cè)定Fig.13 Free Modal Measurement of Skeleton

表3 座椅仿真模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)比較Tab.3 Comparison of Seat Simulation Mode and Test Mode

6.2 強(qiáng)度試驗(yàn)分析

上述優(yōu)化過(guò)程中減小了部分零件的壁厚，為驗(yàn)證優(yōu)化后的座椅具有足夠的強(qiáng)度準(zhǔn)則，對(duì)座椅進(jìn)行靠背、坐墊耐久實(shí)驗(yàn)，試驗(yàn)時(shí)對(duì)座椅靠背沿縱向施加一個(gè)1157N·m 力矩的負(fù)荷、對(duì)坐墊沿垂向施加一個(gè)870 N·m 力矩的負(fù)荷，分別進(jìn)行30萬(wàn)次的加載耐久，試驗(yàn)后觀察座椅骨架、座椅固定裝置、調(diào)節(jié)裝置等是否有明顯的損壞或者變形。實(shí)驗(yàn)過(guò)程，如圖14～圖15所示。實(shí)驗(yàn)后測(cè)量數(shù)據(jù)分析，頭枕骨架前后變形量約14mm，座墊彈簧變形量約12mm，靠背與坐墊連接位置無(wú)松脫和損壞現(xiàn)象，說(shuō)明優(yōu)化后的座椅滿足強(qiáng)度法則。

圖14 骨架耐久實(shí)驗(yàn)參數(shù)測(cè)定Fig.14 Determination of Skeleton Durability Test Parameters

圖15 骨架耐久加載Fig.15 Durable Loading of Framework

7 結(jié)論

針對(duì)某商用車座椅骨架將動(dòng)力學(xué)方程和有限元仿真相結(jié)合的方法，根據(jù)獲得的模態(tài)頻率和振型結(jié)果，結(jié)合設(shè)計(jì)目標(biāo)，提出合理的優(yōu)化方案。通過(guò)對(duì)骨架坐墊蛇簧、靠背蛇簧結(jié)構(gòu)方案進(jìn)行優(yōu)化，使得座椅的二階模態(tài)較之前提升了14.3%，第六階模態(tài)提升了1.2倍，整體上改善了模態(tài)低的現(xiàn)狀。由于坐墊蛇簧和靠背蛇簧的優(yōu)化對(duì)一階模態(tài)頻率和振型改善效果不佳，需要進(jìn)一步結(jié)合一階模態(tài)振型對(duì)局部振動(dòng)敏感部位和非集中承載部位的零件進(jìn)行料厚優(yōu)化。通過(guò)優(yōu)化分析減小部分零件的壁厚，優(yōu)化前后一階模態(tài)提升了13.2%。綜合上述兩次優(yōu)化方案，解決了該商用車座椅模態(tài)偏低的問(wèn)題。再通過(guò)模態(tài)實(shí)驗(yàn)測(cè)定了實(shí)際座椅低階模態(tài)值，實(shí)驗(yàn)值與仿真值偏差在6%以內(nèi)，說(shuō)明建立的有限元分析模型能夠真實(shí)的反應(yīng)該商用車座椅的振型和模態(tài)頻率，再通過(guò)30萬(wàn)次骨架耐久實(shí)驗(yàn)說(shuō)明了優(yōu)化后的座椅具有足夠的強(qiáng)度，進(jìn)而說(shuō)明了結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案的有效性和合理性，也為解決同類座椅共振問(wèn)題提供了一定的參考方法。