汽车正撞时后排座椅安全性的CAE分析与改进设计

前言

在汽车碰撞中汽车座椅起着保持乘员生存空间，使其它约束装置实现保护效能的作用。汽车座椅安全性研究始于20世纪50年代，早期研究主要采用试验手段，研究汽车尾部碰撞的乘员保护。随着计算机技术的发展，CAE分析在汽车座椅系统开发和研究中起着越来越重要的作用，国外研究机构开展了许多更加深入的研究工作，其中包括研究座椅安全带固定点的强度，预测座椅骨架失效形式和采用参数化方法对座椅进行设计开发和结构优化。国内研究主要依据GB15083-2006《汽车座椅固定装置及头枕强度要求和试验方法》法规要求，分析座椅骨架和头枕的静强度、头枕吸能性和座椅靠背行李箱的冲击强度，以及采用铝镁合金对座椅骨架进行轻量化设计。关于在汽车承受冲击载荷时座椅对乘员保护作用和乘员动态响应的研究还不够深入。为使座椅在整车碰撞过程中起到较好的保护乘员的作用，很多座椅企业都提出高于目前座椅法规的产品性能要求。

本文中针对某中级轿车后排座椅正撞时的负载安全性，根据ECER17法规和该车生产企业关于座椅冲击强度的要求，采用多刚体动力学法和瞬态大变形有限元法混合建模和耦合计算，实现了在带假人的情况下该座椅正撞时负载安全性的CAE分析，并对改进方案实施后的性能进行预测。

1 后排座椅正撞负载法规试验

ECER17中关于汽车后排座椅冲击强度的认证规定采用台车试验台进行正撞工况下的座椅冲击试验。试验样块尺寸(mm)为300×300×300，棱边倒角为20mm，质量为18kg。试验样块的安放位置如图1所示，放置于行李舱的地板上，纵向与靠背有200mm的水平距离；两试验样块之间有50mm的横向距离。

图1 试验样块质量及其布置图

试验过程中及试验后，如果座椅和靠背锁仍保持原来位置，则认为满足要求。在试验期间，允许座椅靠背及其紧固件变形，但试验靠背和头枕部分的前轮廓不能向前方超出一定的位置：头枕(座椅靠背)不得超过座椅R点前方距R点150mm(100mm)的横向垂直平面。

2 后排座椅安全性的CAE分析

2.1 后排座椅靠背结构

本文中研究的座椅靠背采用分体式结构，如图2所示。由40%和60%靠背两部分组成。进行座椅冲击强度试验时，靠背骨架以实际机构的连接方式固定在白车身上，白车身固定在台车上。座椅靠背两侧的锁支架连接靠背锁，车身锁钩与靠背锁处于锁止状态，以固定靠背上部，靠背下部的边支架和中支架分别通过螺栓固定在车身上，与车身形成铰链连接。中间位置的安全带与座椅集成一体，肩带的上固定点在60%靠背上，左右位置的安全带固定点均在车身上。座椅冲击强度试验主要是考察座椅结构件和连接件的强度和刚度。

图2 后排座椅结构图

碰撞试验成本昂贵而且难以得到内部关键部件的变形情况，给汽车座椅的设计带来许多不便。计算机仿真在精度满足工程要求的前提下能很好地解决上述问题。采用模拟计算的方法可在设计初期对座椅安全性作出预测，进行各种工况的碰撞模拟。通过分析其内部零件变形和能量分布情况，提出改进方案和快捷的修改模型，而不必等待模具加工和样品制造后再进行试验，降低了开发成本，缩短了开发周期。

2.2 ECER17正撞负载试验CAE分析

按照ECER17中《行李位移乘客防护装置的试验方法》的要求，基于LS-DYNA3D显式有限元软件建立座椅冲击试验的有限元仿真模型(图3)，包括座椅靠背骨架及其同定装置和试验样块。有限元模型的网格基准尺寸为6mm，模型包括49574个单元，721个刚体单元。

图3 正撞负载试验有限元模型

在该工况下进行试验时，车身固定点和锁钩一般不发生破坏，仿真建模时采用刚性材料模拟；座椅两侧靠背锁容易出现失效导致结果不满足要求，但靠背锁内部机构复杂、建模困难，因此采用梁单元模拟，并考查其受力情况；靠背底部的中支架、边支架与白车身连接用旋转铰模拟。此摸型的控制时间步长为2.95×10-4ms，所要分析的碰撞过程的总时间设为120ms。给台车以最大24g的冲击力加速度波形(图4)，模拟相当于50km/h速度差的正面碰撞冲击速度区域。

图4 ECER17规定的台车加速度波形

计算发现在87ms左右，座椅60%靠背出现最大变形量432.8mm，没有超过座椅R点前方100mm参考面，如图5所示。模拟靠背锁的梁单元受力曲线见图6，由于要承受两个试验样块冲击的拉力，60%侧的靠背锁受力峰值接近22kN，远高于40%靠背锁。法规要求试验过程中靠背锁不能失效，因此可依据该分析结果适当提高靠背锁强度以满足实际试验。[page]

2.3 带假人正撞负载试验CAE分析

该车后排座椅中间位置的安全带固定点设置在后排座椅上，发生正面碰撞时如果该位置有乘员佩带安全带，座椅可能会因为额外承受乘员的动载荷而出现更大的变形，导致乘员伤害。为提高座椅系统安全性能，企业标准要求：在后排中间位置放置一个HybridⅢ50百分位假人并系上安全带，加载模拟汽车50km/h实车正面碰撞波形(图7)进行正撞负载试验，考核座椅结构强度和假人动态响应。

图7 实车正面碰撞波形

为了充分利用两种算法的优势，本文中采用大变形有限元和多刚体耦合方法对带假人的座椅负载安全性进行CAE分析。假人、安全带采用多刚体软件MADYMO建模(HybridⅢ50百分位假人和3点式安全带)，安全织带采用的是三节点壳单元与1维弹簧单元结合的混合模型，腰带及肩带中段为带宽50mm、厚1.1mm的有限元段带，两端分别用1维安全带单元将背带连接到座椅上，各段具有相同的织带特性。在滑环处建立了安全带滑环单元，摩擦因数设为0.3，模拟肩腰带在带扣滑环中上下滑动的效果。耦合计算过程如图8所示。

采用LS-DYNA计算座椅各个部件的变形情况；采用MADYMO分析座椅、安全带对人体的保护作用以及假人伤害响应。耦合计算模型如图9所示。

图9 带假人正撞负载试验耦合模型

座椅靠背变形和假人运动见图10。安全带固定在60%靠背上，60%靠背同时受到试验样块的冲击和安全带拉力的合力，60%靠背骨架刚度较弱，变形位移超过参考面，未满足该企业要求。

图10 座椅靠背冲击变形图

图11示出60%靠背严重变形区域；图12为中支架变形前后的对比图。由图11和图12可见，座椅60%靠背上的中支撑板、中支架和下梁变形严重。中支架为片状结构，承载能力较弱。60%靠背不仅产生较大的局部弯曲变形，而且由于下粱扭转还使靠背出现了整体前翻，最大位移超过了参考面。

3 改进设计仿真计算及试验验证

分析发现，原座椅结构的中支撑板在受到冲击时出现较大弯曲变形，导致试验样块的冲击力和安全带拉力集中在靠背中间位置，无法传递到靠背下部的安装固定点。仿真结果表明，靠背底板吸能1082J，中支撑板吸能82J，下梁吸能709J，其中刚度较弱的靠背底板集中承受了试验样块和假人的大部分动载荷。因此，正确设计力的传递路径，合理分配部件吸能，可有效提高座椅靠背的结构抗冲击件。[page]

针对60%靠背骨架的变形情况，提出4种结构加强方案，研究如何有效提高靠背的抗冲击性能。其中对于铰链支架的改进参考某座椅下部铰链形式(图13)，其中实心部分与靠背下梁焊接，空心部分与车身地板螺栓连接。

图13 改进后中支架结构

方案1：不加强结构件，采用圆柱形支架结构。
方案2：左粱材料由B420CL增强为QSTF380。
方案3：下粱材料由B420CL增强为QSTE380。
方案4：中支撑板材料由B420CL增强为QSTE380。

4种方案均采用承载性较好的圆柱形式的支架结构，仿真结果见图14。骨架变形量由大到小依次是：方案1、方案2、方案3、方案4。由方案1与原结构对比可知，采用圆柱形支架代替原片状支架解决了铰链支架承载能的问题；由方案2、方案3与方案1对比可知，加强左梁和下梁并没有解决原结构的传力路径被截断的问题；方案4效果最好，说明提高中支撑板刚度解决了力流截断的传递问题，使得安全带拉力和试验样块冲击力能够顺利通过中支撑板向下传递给两端的安装固定点(图15)，从而减少靠背底板承受的动载荷和靠背前翻趋势，使下梁受到的扭转力矩变小，进而减小了靠背骨架变形。因此，选用方案4作为改进方案。

图14 4种方案靠背变形量曲线对比

图15 力传递路径示意图

改进前、后各主要部件吸能曲线如图16所示。由于冲击力被合理分散到靠背底板、中支撑板和下梁上，60%靠背底板吸能量由原来的1082J降到801J，相对改进前各部件更均匀地吸收了冲击能量，有效减小了靠背底板的弯曲和下梁的扭转变形，靠背骨架在碰撞过程中最大位移距参考平面约100mm，60%靠背最大变形量相对原结构约减小150mm(图17)，达到该企业标准的要求。

耦合模型还计算出了假人的动态响应，其中头部伤害指数HIC为36，头部3ms合成加速度为53g，胸部压缩量为21.8mm，胸部3ms合成加速度为35g。假人伤害仿真结果均低于一般法规规定的伤害指标，座椅对乘员的保护能够满足企业的要求。

在随后进行的带假人正撞负载试验中该座椅通过了认证试验，其结果(图18)与仿真计算相关性较高，证明了假人和座椅耦合模型的CAE分析与性能预测的有效性。

4 结论