礦用車座椅有限元分析與優(yōu)化設(shè)計

何麗輝

（遼寧省交通高等專科學(xué)校，遼寧 沈陽 110122）

礦用車座椅有限元分析與優(yōu)化設(shè)計

何麗輝

（遼寧省交通高等專科學(xué)校，遼寧 沈陽 110122）

根據(jù)某礦用自卸車機械可調(diào)式座椅的結(jié)構(gòu) （包括坐墊，靠背，頭枕），通過Pro/E三維軟件建立了幾何模型，并應(yīng)用ANSYS進(jìn)行了有限元分析，通過應(yīng)力分析，靜強度符合國家標(biāo)準(zhǔn)。針對分析結(jié)果的薄弱環(huán)節(jié)進(jìn)行優(yōu)化與改進(jìn)，改進(jìn)后的座椅結(jié)構(gòu)在應(yīng)力和應(yīng)變方面均小于原始結(jié)構(gòu)，能夠承受更大的垂直動載荷。實踐證明，經(jīng)過改進(jìn)后的座椅安全性得到了改善。

礦用自卸車；座椅；有限元模型；應(yīng)力分布

1 引言

過去，國內(nèi)汽車設(shè)計的主要手段是用傳統(tǒng)的樣車和舊車型作參考的模式。由于汽車座椅的結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，在對汽車座椅進(jìn)行強度分析設(shè)計時經(jīng)常會對座椅進(jìn)行大幅度的簡化。因為用經(jīng)典力學(xué)對其進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析時，為了能夠計算，必須把模型構(gòu)造的非常簡單。而有限元法是根據(jù)變分原理對數(shù)學(xué)及物理問題進(jìn)行求解的數(shù)值計算方法，是工程方法和數(shù)學(xué)方法的混合產(chǎn)物。通過有限元軟件對座椅進(jìn)行了有限元動力學(xué)模態(tài)分析和靜力分析，研究結(jié)果可為座椅的動態(tài)響應(yīng)計算和結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計提供理論依據(jù)。

2 座椅有限元模型的建立

2.1 座椅有限元模型的簡化

本次研究的是礦用車座椅骨架，由于條件限制，并沒有建立出真實的模型，而是對其進(jìn)行了大大的簡化，忽略了一些復(fù)雜的構(gòu)件，座椅骨架材料選用了結(jié)構(gòu)鋼。本文中研究的座椅，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，在建立幾何模型時根據(jù)實際情況對座椅進(jìn)行了簡化：

（1）靜力分析時，液力阻尼器，彈簧都不是主要承載裝置，因此不需要對此進(jìn)行建模。

（2）對于彈簧的調(diào)節(jié)裝置，無論座椅在靜態(tài)還是動態(tài)載荷作用下，都不是主要受力部件，因此也不需要對其進(jìn)行建模。

（3）在分析汽車座椅骨架結(jié)構(gòu)時，在幾何建模過程中盡量簡化掉結(jié)構(gòu)中不受力構(gòu)件。

（4）對一些非主要受力結(jié)構(gòu)中的孔、槽、凸臺等結(jié)構(gòu)，由于其影響不大，我們可以根據(jù)以往經(jīng)驗和有限元理論對其進(jìn)行簡化。

座椅簡化后三維模型如圖1所示。

圖1 座椅三維模型圖

圖2 座椅網(wǎng)格劃分圖

2.2 座椅網(wǎng)格劃分

由于本文座椅幾何形狀規(guī)則，主要采用的是四面體劃分網(wǎng)格，單元的最小尺寸采用50mm，建立的網(wǎng)格經(jīng)過調(diào)整和修改均滿足質(zhì)量要求。車架劃分網(wǎng)格后所得節(jié)點數(shù)為 31000，單元數(shù)為15658，網(wǎng)格劃分如圖2所示。

3 座椅模態(tài)分析結(jié)果

3.1 自由模態(tài)分析結(jié)果

應(yīng)用ANSYS中的Workbench對車架進(jìn)行有限元模態(tài)分析，提取低階頻率中的六階模態(tài)頻率與振型如圖3~圖9所示。

圖3 六階模態(tài)頻率響應(yīng)圖

圖4 一階模態(tài)分析圖

圖5 二階模態(tài)分析圖

圖6 三階模態(tài)分析圖

圖7 四階模態(tài)分析圖

圖8 五階模態(tài)分析圖

圖9 六階模態(tài)分析圖

3.2 模態(tài)分析結(jié)果

一階模態(tài)座椅最大變形在坐墊與座椅連接處和坐墊，靠背，頭枕處，最大變形量 5.8953× 102m，最小變形量0。二階模態(tài)最大變形發(fā)生在放置頭枕上部，最大變形量為0.2318m，最小變形量為0m。三階模態(tài)最大變形也發(fā)生在放置頭枕上部，最大變形量為0.14053m，最小變形量為0m。四階模態(tài)最大變形發(fā)生在放置頭枕的上部，最大變形量為0.15191m，最小變形量為0m。五階模態(tài)最大變形發(fā)生在放置頭枕的底部邊緣，最大變形量0.14773m，最小變形量0m。六階模態(tài)最大變形發(fā)生在放置頭枕底部兩側(cè)，最大變形量0.18921m，最小變形量0m。

4 座椅靜態(tài)分析

4.1 座椅總成靜強度分析

座椅靜強度特性直接影響座椅的安全性，是座椅設(shè)計中的重要問題。根據(jù)所構(gòu)建的座椅靠背有限元模型，進(jìn)行座椅靠背靜強度仿真分析。根據(jù)GB 15083 《汽車座椅系統(tǒng)強度要求 》的規(guī)定，分別通過座椅總成質(zhì)心沿水平向前施加相當(dāng)于自身重量20倍的負(fù)荷。經(jīng)測量座椅質(zhì)量21.04kg，則模擬計算時所施加的載荷為4208N。實際加載時通過多點約束。將模型導(dǎo)入 ANSYS Workbench15.0中，得到如圖10所示座椅應(yīng)力分布。

圖10 座椅應(yīng)力分布圖

從圖中看出，由于座椅大多為對稱結(jié)構(gòu)，因為在承受載荷后左右應(yīng)力分布基本相同，座椅總成在成熟上述載荷時，應(yīng)力主要集中在座椅靠背與座椅下端梁的連接處。最大值41.81MPa。由于所建模型都采用結(jié)構(gòu)鋼，其強度極限250MPa，仿真分析的最大應(yīng)力值小于其值。其余部位應(yīng)力均未超過40MPa，座椅是安全的。

4.2 座椅靠背靜強度仿真分析

根據(jù)國家座椅強度法規(guī)，在考察座椅靠背靜強度時，需對座椅靠背沿縱向向后施加相當(dāng)于座椅 “R”點530Nm力矩的載荷。由于座椅上框中部與R點的垂直距離653mm，因此，對上框施加812N的力。加載方式同樣是通過多點約束施加均勻載荷，如圖11所示。

圖11 載荷施加作用點

在此基礎(chǔ)上對座椅靠背進(jìn)行靜態(tài)仿真分析，分析結(jié)果如圖12所示。

圖12（a） 座椅靠背靜強度應(yīng)力云圖

圖12（b） 座椅靠背靜強度位移圖

最大應(yīng)力出現(xiàn)在靠背與座椅下端梁的連接處，最大值8.9MPa，小于材料的屈服極限。最大位移出現(xiàn)在頭枕上，最大值0.10794mm。

從應(yīng)力云圖和位移圖中可以看出，當(dāng)施加530Nm力矩載荷時，該汽車座椅靠背性能上滿足法規(guī)要求，并留有很多空余量。

4.3 頭枕靜強度和位移量仿真分析

對座椅頭枕后移量和靜強度的仿真分析，需要在ANSYS Workbench中分三個載荷依次加載如表1，頭枕載荷施加位置如圖13所示。

表1 座椅加載表

圖13（a） 座椅頭枕載荷施加位置1

圖13（b） 座椅頭枕載荷施加位置2

經(jīng)過三次加載，第一次加載最大位移量0.10mm，第二次加載最大位移量0.4999mm，第三次最大位移量1.07mm，頭枕位移量均未超過國家有關(guān)規(guī)定 102m；第一次加載最大應(yīng)力8.92MPa，第二次加載最大應(yīng)力37.82MPa，第三次加載最大應(yīng)力81.32MPa，都在安全區(qū)內(nèi)，頭枕不會發(fā)生損壞，完全符合國家規(guī)定。

仿真結(jié)果顯示，該座椅骨架在以上靜載荷下滿足其強度要求，并得到了相應(yīng)工況下的應(yīng)力最大位置和最大變形量，頭枕靜強度和后移量也均符合國家標(biāo)準(zhǔn)。

5 座椅結(jié)構(gòu)優(yōu)化

在之前座椅結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)上，改進(jìn)后座椅采用了5個氮氣減震裝置，由于其結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，采用套管代替，其模型如圖14所示。

圖14 座椅三位模型圖

由于之前座椅模型強度都已經(jīng)符合要求，所以我們僅對改進(jìn)后的模型進(jìn)行動載荷測試，我們對汽車坐墊額外施加了10kN的垂直載荷，其他條件不變，分析結(jié)果如圖15所示。

圖15（a） 優(yōu)化前座椅應(yīng)力云圖

圖15（b） 優(yōu)化前座椅位移圖

從優(yōu)化前的座椅應(yīng)力云圖和位移圖可以看出：最大應(yīng)力發(fā)生在坐騎前部與底板連接的地方，最大應(yīng)力值 16.375MPa，最小應(yīng)力值2.8404MPa，最大變形發(fā)生在頭枕頂端，最大值0.028736mm。

優(yōu)化改進(jìn)之后座椅在施加載荷后應(yīng)力和變形情況如圖16所示。

圖16（a） 優(yōu)化后座椅應(yīng)力云圖

圖16（b） 優(yōu)化后座椅位移圖

從優(yōu)化后的座椅應(yīng)力云圖和位移圖我們可以看出：最大應(yīng)力發(fā)生在套管處，其最大值為6.0784MPa，最大變形發(fā)生在頭枕靠上方，其最小值0.012466mm。

從以上圖中，我們可以得到如下結(jié)論：改進(jìn)后的座椅結(jié)構(gòu)在應(yīng)力和應(yīng)變方面均小于原始結(jié)構(gòu)，而且，在實際情況中，套管中充滿氮氣和一些緩沖物質(zhì)，這會使座椅能夠承受更大的垂直動載荷，由此，我們實現(xiàn)了座椅結(jié)構(gòu)的優(yōu)化改進(jìn)設(shè)計。

6 結(jié)論

在之前分析的座椅強度的基礎(chǔ)上，利用pro/ E三維繪圖軟件對原有座椅結(jié)構(gòu)做了適當(dāng)改進(jìn)，并利用ANSYSworkbench15.0軟件，對座椅再次進(jìn)行了模態(tài)分析，而且對座椅總成靜強度、座椅靠背靜強度也進(jìn)行了分析，根據(jù)國家汽車座椅頭枕有關(guān)規(guī)定，對汽車座椅頭枕后移量和靜強度也進(jìn)行仿真分析。仿真結(jié)果顯示，優(yōu)化后的座椅骨架在以上靜載荷下仍然滿足其強度要求，并得到了相應(yīng)工況下的應(yīng)力最大位置和最大變形量，其值均未超過國家規(guī)定，而且我們又考慮了該車的特殊情況，進(jìn)行了再度分析，分析結(jié)果再次證明了我們的改進(jìn)是有一定效果的。

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Finite Element Analysis on Mining Truck Seat and Its Optimization Design

HE Li-hui

According to the mechanical structure of a mining dump truck（including the adjustable seat cushion,backrest,pillow）,geometric model was established by using the Pro/E 3D software,and making use of the ANSYS finite element analysis,the stress analysis,static strength in line with national standards. To optimize and improve the weak link of the analysis result,the improved seat structure is smaller than the original structure in stress and strain,and can bear more vertical dynamic load.Practice has proved that the mproved seat safety has been improved.

mining dump truck,seat,finite element model,stress distribution

TD50

A

1008-3812（2017）02-026-05

2017-02-01

何麗輝 （1978— ），女，內(nèi)蒙古赤峰人，講師。研究方向：機械設(shè)計及理論、教育管理。