汽車座椅靠背回復(fù)故障的系統(tǒng)分析

鄧威，鄒春龍，鄧小雯，李敏

(1.湖北航嘉麥格納座椅系統(tǒng)有限公司，湖北襄陽(yáng) 441057；2.湖北汽車工業(yè)學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院，湖北十堰 442002)

0 引言

隨著國(guó)內(nèi)汽車市場(chǎng)的日漸成熟，車企之間的競(jìng)爭(zhēng)越發(fā)激烈?？蛻魧?duì)汽車座椅的質(zhì)量和舒適性的要求越來越高?？勘巢换貜椆收弦恢笔强蛻舴答伒淖沃饕|(zhì)量問題，目前業(yè)內(nèi)尚未形成系統(tǒng)性的解決方法，供應(yīng)商反饋與應(yīng)急處理不到位。處理靠背回復(fù)故障的方法較單一，如增加靠背回復(fù)板簧的規(guī)格，但會(huì)增加成本，而且故障易復(fù)發(fā)，未從根本上解決問題。因此急需一套系統(tǒng)性的分析與解決方案。

1 靠背回復(fù)故障案例

某車型真皮副駕座椅靠背從設(shè)計(jì)位置向后調(diào)節(jié)68°后，靠背不回彈，如圖1所示。統(tǒng)計(jì)45天生產(chǎn)的1 667個(gè)座椅，其中不回彈座椅數(shù)量為284個(gè)，問題出現(xiàn)比例約17%，造成顧客嚴(yán)重不滿。

在處理靠背不回復(fù)時(shí)缺乏全面系統(tǒng)的分析思路，易產(chǎn)生漏項(xiàng)、易走彎路，因此本文作者提出類似“剝洋蔥理論”的系統(tǒng)分析方法。如圖2所示，分析步驟為：座椅總成→座框及靠背骨架→調(diào)角器。(1)座椅層面。根據(jù)座椅靠背質(zhì)量及摩擦力采用不同規(guī)格的板簧。其質(zhì)量與配置種類相關(guān)，如面料類型分為織布、皮革、真皮以及是否有安全氣囊等。摩擦力由靠背與坐墊、塑料護(hù)罩與面料、海綿與調(diào)角器接觸等造成；(2)骨架層面?？勘撑c座盆接口開擋距離不匹配或者聯(lián)桿頂死，導(dǎo)致調(diào)角器內(nèi)部摩擦力增大；(3)調(diào)角器層面。板簧回復(fù)力不足，核心件空轉(zhuǎn)扭矩過大，調(diào)角器回復(fù)力不足，焊接不當(dāng)，造成裝配后調(diào)角器別勁等問題。

圖1 靠背調(diào)整示意

圖2 分析步驟示意

2 影響靠背回復(fù)的因素

2.1 整椅設(shè)計(jì)原因分析

設(shè)計(jì)輸入單邊調(diào)角器的后極限回復(fù)力矩M單為(17±2)N·m， 30 N·m≤M雙≤38 N·m。前期只有織布座椅一種配置，后期增加真皮座椅配置，使用相同回復(fù)力矩的調(diào)角器[1]。在頭枕處于最高位置時(shí)，測(cè)量一批真皮和織布座椅靠背總成的質(zhì)心。真皮、織布座椅靠背總成的平均質(zhì)量分別為mp=10.04 kg、mz=8.52 kg，質(zhì)心距旋轉(zhuǎn)中心的平均距離分別為L(zhǎng)p=248 mm、Lz=238 mm。在不考慮所有摩擦力的理論情況下，真皮、織布靠背最小回復(fù)力矩分別為

Mp=mpgLp=10.04×10×0.248=24.9<30 N·m

(1)

Mz=mzgLz=8.52×10×0.238=20.3<30 N·m

(2)

統(tǒng)計(jì)座椅系統(tǒng)摩擦力，座椅靠背的系統(tǒng)摩擦扭矩Mf≈4.5 N·m；考慮摩擦力的前提下，真皮、織物座椅靠背回彈的最小回復(fù)力矩分別為M1和M2，則：

M1=Mp+Mf=24.9+4.5=29.4 N·m

(3)

真皮座椅力矩安全系數(shù)：s1=30/29.4=1.02

M2=Mz+Mf=20.3+4.5=24.8 N·m

(4)

織布座椅力矩安全系數(shù)：s2=30/24.8=1.21

真皮座椅調(diào)角器回復(fù)力矩安全系數(shù)偏小、設(shè)計(jì)余量不足是導(dǎo)致靠背不回復(fù)的原因之一。

2.2 座椅骨架制造原因分析

2.2.1 靠背骨架開口一致性檢測(cè)

表1 靠背骨架的開口尺寸

2.2.2 開擋距離對(duì)摩擦力影響的驗(yàn)證

表2 開擋距離對(duì)摩擦力的影響

由上述數(shù)據(jù)可知該靠背在自由狀態(tài)下的摩擦力為25 N，座板安裝孔和座盆安裝面的開擋距離有偏差，兩側(cè)螺栓均打緊后造成靠背別勁，導(dǎo)致摩擦力增大至37.5 N，增加墊片后靠背摩擦力減小。上述驗(yàn)證說明，開擋距離對(duì)靠背回復(fù)是有影響的。

2.3 調(diào)角器回復(fù)力矩設(shè)計(jì)分析

2.3.1 板簧回復(fù)力矩校核及檢測(cè)

按JB/T 7366[2]對(duì)3×10規(guī)格板簧力矩核算如下：

(5)

式中：K1為系數(shù)，外端固定時(shí)取1，外端回轉(zhuǎn)時(shí)取1.25；寬度b=(10±0.1)mm；厚度h=(3±0.1)mm；后極限板簧回轉(zhuǎn)角度φ=(180±3)°；板簧展開長(zhǎng)度L=(600±1)mm；通過《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》[3]，知彈性模量E=206 000 MPa；T理論=19.41 N·m；Tmax=22.02 N·m ；Tmin=17.04 N·m。

板簧回復(fù)力矩實(shí)際測(cè)量值柱狀分布[4]如圖3所示。其中：平均值為20.8 N·m，最大值為23 N·m，最小值為19.7 N·m；理論計(jì)算結(jié)果和實(shí)際測(cè)量的數(shù)據(jù)顯示板簧后極限的回復(fù)力矩滿足設(shè)計(jì)要求：(20±3)N·m。

圖3 板簧回復(fù)力矩柱狀分布

2.3.2 調(diào)角器回復(fù)力矩實(shí)際測(cè)量

根據(jù)調(diào)角器總成設(shè)計(jì)要求，回復(fù)力矩為(17±2)N·m， 測(cè)量100件調(diào)角器樣本的回復(fù)力矩[4-5]，測(cè)量結(jié)果集中在15.4～15.8 N·m，其分布情況如圖4所示，嚴(yán)重偏離中心值17 N·m。調(diào)角器回復(fù)需克服摩擦力矩：

M=Ma+Mb=2.5+1.4=3.9 N·m

(6)

式中：Ma為調(diào)角器空轉(zhuǎn)扭矩；Mb為掛板簧后棘輪外圓與護(hù)套間干摩擦扭矩。

Mb=(20/r1) ×υ×r2=(17/0.047)×0.1×0.038=1.4 N·m

(7)

式中：υ為摩擦因數(shù)；r1為板簧外鉤與中心半徑距離；r2為核心件半徑。調(diào)角器后極限回復(fù)力矩為(17±2)N·m，板簧回復(fù)力矩為(20±3)N·m；摩擦力矩M為3.9 N·m。理論上存在不回復(fù)風(fēng)險(xiǎn)，板簧回復(fù)力矩設(shè)計(jì)余量不合理為調(diào)角器不回復(fù)的原因之一。

圖4 調(diào)角器回復(fù)力矩柱狀分布

2.4 調(diào)角器制造原因分析

隨機(jī)抽取5組真皮和織布座椅靠背故障件，標(biāo)記為A、B、C、D、E，檢測(cè)每組座椅拆解后的兩只調(diào)角器是否符合單只調(diào)角器后極限回復(fù)力矩的設(shè)計(jì)要求(17±2)N·m。有調(diào)角器產(chǎn)品輸出力矩低于15 N·m，最小值不足9 N·m，結(jié)果如表3。調(diào)角器空轉(zhuǎn)力矩標(biāo)準(zhǔn)要求不大于2.5 N·m，因此測(cè)量出現(xiàn)問題的座椅調(diào)角器的空轉(zhuǎn)力矩。 經(jīng)過驗(yàn)證，正常件空轉(zhuǎn)扭矩為1.1～2.2 N·m，故障件空轉(zhuǎn)扭矩可以達(dá)4.4 N·m，超出范圍。從現(xiàn)場(chǎng)挑選空轉(zhuǎn)扭矩偏大的調(diào)角器進(jìn)行解剖分析，結(jié)果如表4所示。

表3 不回彈調(diào)角器回復(fù)力矩測(cè)量結(jié)果 N·m

表4 解剖空轉(zhuǎn)扭矩偏大的調(diào)角器的結(jié)果 N·m

2.4.1 焊接工藝影響

聯(lián)接板與核心件通常采用CO2保護(hù)焊工藝。驗(yàn)證厚度分別為4.0、2.5 mm的2種聯(lián)接板對(duì)焊接工藝的影響。焊接時(shí)，4.0 mm厚聯(lián)接板采用的電壓和電流大，解剖后測(cè)量其滑槽板平面度均值為0.09～0.13 mm;2.5 mm厚聯(lián)接板焊接后滑槽板平面度均值均小于0.068 mm，即4 mm厚聯(lián)接板焊接變形大?；郯迤矫娑茸儾?，掛板簧后導(dǎo)致核心件軸向壓死，護(hù)套和棘輪外圓之間的油膜受過大的軸向壓力作用而被破壞時(shí)，護(hù)套與棘輪之間為干摩擦，現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量回復(fù)力矩為12～13 N·m，明顯偏小，符合此情況。

解剖聯(lián)接板后，核心件空轉(zhuǎn)扭矩小于1.5 N·m, 恢復(fù)正常，推斷聯(lián)接板焊接變形也為空轉(zhuǎn)扭矩增加的因素。焊接后挑選出空轉(zhuǎn)扭矩為4 N·m的核心件，手感檢查基本無側(cè)向間隙[6]。將它在行程內(nèi)磨合50次后解剖，觀察棘輪和滑槽板有明顯劃痕。

2.4.2 聯(lián)接板成型高度影響

聯(lián)接板設(shè)計(jì)成具有一定高度的成型面，避免焊接時(shí)與核心件護(hù)套干涉，如圖5所示，較高的成型高度一定程度上可以補(bǔ)償靠背骨架的焊接變形。

圖5 聯(lián)接板成型面高度示意

分別測(cè)量聯(lián)接板成型高度為2.0、2.5 mm 的調(diào)角器各100件，其空轉(zhuǎn)扭矩?cái)?shù)據(jù)如圖6所示。分析可知，將聯(lián)接板成型高度調(diào)整為2.2～2.5 mm后，調(diào)角器空轉(zhuǎn)扭矩均值減小0.26 N·m，不合格率由20%降為8%，問題略有改善，但仍有焊接后空轉(zhuǎn)扭矩偏大的現(xiàn)象。

圖6 兩種成型高度聯(lián)接板調(diào)角器空轉(zhuǎn)扭矩分布

2.4.3 油脂及側(cè)向力的影響

提高油脂抗擠壓性，調(diào)整護(hù)套成型高度，將護(hù)套成型高度調(diào)高0.1 mm，并降低護(hù)套油脂的摩擦因數(shù)，進(jìn)行驗(yàn)證。隨機(jī)挑選調(diào)整護(hù)套高度后的116件主動(dòng)側(cè)調(diào)角器，并測(cè)量其回復(fù)力矩，主動(dòng)側(cè)調(diào)角器焊裝工藝能力指數(shù)如圖7所示。

圖7 主動(dòng)側(cè)調(diào)角器焊裝工藝能力指數(shù)

調(diào)整護(hù)套成型高度、更換油脂后，主動(dòng)側(cè)回復(fù)力矩均值由14.92 N·m提高至17.05 N·m，116件調(diào)整后的調(diào)角器回復(fù)力矩合格率為100%，較調(diào)整前有很大改善，可作為現(xiàn)場(chǎng)應(yīng)急生產(chǎn)交付措施。油脂抗擠壓性和護(hù)套成型高度為影響回復(fù)力矩的主要因素。

2.4.4 板簧固定座及支架焊接精度影響

調(diào)角器板簧支架和板簧固定座位置，即板簧內(nèi)外掛鉤的相對(duì)距離，影響板簧的實(shí)際回復(fù)力矩。采用三坐標(biāo)檢測(cè)并與設(shè)計(jì)圖紙比對(duì)，如圖8所示。板簧支架偏移1.43 mm，預(yù)壓角減小2°，板簧固定座同軸度偏移2.28 mm，使板簧裝配時(shí)徑向受擠壓，力矩減小。板簧固定座同軸度和板簧支架角度偏移是導(dǎo)致調(diào)角器回復(fù)力矩不足的原因之一。

圖8 坐標(biāo)機(jī)掃描對(duì)比示意

因此，要求供應(yīng)商制造板簧固定座焊夾，提高定位精度。改用機(jī)器人焊接板簧支架，提高新制焊夾定位精度，測(cè)量50只整改后的調(diào)角器回復(fù)力矩，結(jié)果如圖9所示。

圖9 提高焊夾精度后的調(diào)角器回復(fù)力矩柱狀分布

回復(fù)力矩值由16.81 N·m提高至17.802 N·m，合格率為100%。通過不斷的嘗試和驗(yàn)證，解決了靠背回復(fù)力不良的問題，恢復(fù)了工廠的正常生產(chǎn)，避免停線造成的損失。后續(xù)通過調(diào)整板簧厚度公差，增大板簧預(yù)壓角度，提高調(diào)角器回復(fù)力矩，滿足了顧客的要求[7-8]。

3 結(jié)論

以剝洋蔥的形式，由外到內(nèi)系統(tǒng)性分析驗(yàn)證了汽車座椅靠背不回復(fù)問題。(1)在座椅層面。配置不同的座椅使用相同回復(fù)力矩的調(diào)角器，靠背回復(fù)表現(xiàn)不同。(2)骨架層面。開擋距離也會(huì)影響靠背回復(fù)。(3)調(diào)角器層面。除直接增大板簧回復(fù)力矩的方法外，還可通過減少回復(fù)阻力的方式增大回復(fù)力矩，如減小焊接變形、提高板簧固定座和板簧支架焊接精度等措施。