基于ADAMS的軟墊式座椅動(dòng)態(tài)特性研究

蔣亮亮， 廖龍杰， 劉曉鵬

(南京汽車集團(tuán)有限公司汽車工程研究院，江蘇南京 211100)

0 引言

汽車座椅的動(dòng)態(tài)舒適性與其動(dòng)態(tài)特性有關(guān)，動(dòng)態(tài)特性好的座椅，可以極大地提升乘坐感受，減輕乘員長時(shí)間乘坐的疲勞感。由于我國沒有對汽車座椅的動(dòng)態(tài)舒適性作強(qiáng)制要求，且受到座椅廠商的重視程度以及試驗(yàn)設(shè)備的限制，目前汽車座椅主要還是以安全性試驗(yàn)和靜態(tài)試驗(yàn)為主，舒適性評估主要為汽車平順性試驗(yàn)，通過主觀評價(jià)來實(shí)現(xiàn)對汽車座椅舒適性的評估，所以開展座椅動(dòng)態(tài)特性研究對于座椅的開發(fā)設(shè)計(jì)以及與不同車輛的動(dòng)態(tài)性能匹配都有著重要的參考意義。

本文作者以某商用車駕駛員軟墊式座椅為研究對象，在ADAMS軟件中建立了“人-椅”系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真模型，在模型得到驗(yàn)證的基礎(chǔ)上，利用該模型對座椅系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化和重新設(shè)計(jì)，來分析系統(tǒng)優(yōu)化和改進(jìn)后效果，從而得到該座椅最優(yōu)化的方案組合。

1 “人-椅”系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模

對于汽車座椅，其垂直方向的振動(dòng)對于乘坐舒適性的影響最大[1]，故文中主要考慮座椅垂直方向的振動(dòng)。結(jié)合對“人-椅”系統(tǒng)模型的研究，建立了一種五自由度“人-椅”模型，其中人體系統(tǒng)為四自由度，由4個(gè)質(zhì)量塊組成：

(1)人體頭部質(zhì)量塊，包括頭部和頸部；

(2)上部軀干質(zhì)量塊，主要包括胸部和肩部；

(3)下部軀干質(zhì)量塊，主要包括腰和腹部；

(4)大腿和盆骨質(zhì)量塊。

各個(gè)質(zhì)量塊之間通過彈簧和阻尼進(jìn)行連接。

由于文中主要討論駕駛員用軟墊式座椅，故座椅系統(tǒng)為單自由度，座椅通過剛度、阻尼系統(tǒng)與車身底板連接。

1.1 “人-椅”系統(tǒng)模型建立

文中研究的軟墊式座椅，首先通過SimDesigner軟件將座椅的CATIA模型導(dǎo)入到ADAMS中。然后建立人體模型，結(jié)合“人-椅”系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，對系統(tǒng)模型進(jìn)行一定的簡化，根據(jù)座椅各權(quán)重關(guān)系綜合分析，其約束和簡化原則如下：

(1)只分析系統(tǒng)垂向振動(dòng)，不考慮橫向和縱向振動(dòng)，故對垂直方向作平移運(yùn)動(dòng)副約束；

(2)座椅座墊等效為彈性阻尼元件，不考慮座墊與骨架、人體與座椅間的相對摩擦力;

(3)各質(zhì)量塊之間只考慮它們的線性特征，主要影響因素為剛度K和阻尼ε值；

(4)各質(zhì)量塊質(zhì)心方向垂直且重合，不考慮人體乘坐后靠背角與垂向的角度影響。

其中軟墊式座椅實(shí)物如圖1所示，三維幾何模型如圖2所示。

圖1 某商用車軟墊式座椅

圖2 座椅三維幾何模型

根據(jù)以上對于人體模型的描述，在ADAMS建立簡化后的模型，通過ADAMS剛體模型工具分別建立人體頭部質(zhì)量塊、上部軀干質(zhì)量塊、下部軀干質(zhì)量塊和大腿盆骨質(zhì)量塊，并對各質(zhì)量塊屬性進(jìn)行修改，為各質(zhì)量塊添加平移運(yùn)動(dòng)副約束，然后各質(zhì)量塊之間添加彈簧阻尼器連接，同時(shí)設(shè)置彈簧阻尼器的預(yù)載、剛度以及阻尼值。人體模型建好后，通過ADAMS移動(dòng)工具，將人體與座椅模型進(jìn)行組合，建立五自由度“人-椅”模型，其中人體系統(tǒng)為四自由度，座椅系統(tǒng)為單自由度，“人-椅”系統(tǒng)ADAMS模型如圖3所示。

圖3 “人-椅”系統(tǒng)ADAMS模型

其中“人-椅”系統(tǒng)模型中的各參數(shù)值參考文獻(xiàn)[2]，具體參數(shù)見表1。

表1 人體系統(tǒng)參數(shù)

1.2 座椅系統(tǒng)性能參數(shù)確定

影響座椅系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性的參數(shù)主要有座椅的剛度和相對阻尼系數(shù)，所以為了進(jìn)一步仿真分析，還需要通過試驗(yàn)來獲取座椅系統(tǒng)的相關(guān)參數(shù)。

文中關(guān)于座椅系統(tǒng)性能參數(shù)的測定，依據(jù)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)QC/T 55—1993《汽車座椅動(dòng)態(tài)舒適性試驗(yàn)方法》展開，該標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了汽車座椅的靜載試驗(yàn)和頻響特性試驗(yàn)項(xiàng)目及試驗(yàn)方法，該標(biāo)準(zhǔn)適用于汽車軟墊式座椅和懸掛式座椅。

(1)座椅靜載試驗(yàn)

通過座椅靜載試驗(yàn)可以測定座墊的靜剛度值，靜載試驗(yàn)設(shè)備為液壓伺服試驗(yàn)臺(tái)，試驗(yàn)臺(tái)配置的線性作動(dòng)缸，可以實(shí)現(xiàn)力閉環(huán)或位移閉環(huán)的精準(zhǔn)控制。靜載試驗(yàn)所用座墊加載板為GB/T 11559—1989標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的假臀曲面板，其座墊加載板質(zhì)量為51 kg，按照試驗(yàn)方法規(guī)定，測得該座椅的剛度值為42.78 N/mm，座椅靜載試驗(yàn)裝置如圖4所示。

圖4 座椅靜載試驗(yàn)裝置

(2)座椅頻響特性試驗(yàn)

座椅的相對阻尼系數(shù)是衡量座墊減振性能的重要指標(biāo)，座椅在受到外界激勵(lì)后，由于座墊黏彈性的存在，其產(chǎn)生的響應(yīng)必然滯后于激勵(lì)信號(hào)，這種滯后可以表征為阻尼耗能的能力。測定座椅相對阻尼系數(shù)，工程上一般可以通過頻響特性試驗(yàn)測定，即對座椅進(jìn)行外界掃頻信號(hào)激勵(lì)，使其產(chǎn)生動(dòng)態(tài)響應(yīng)，因座椅響應(yīng)特性與阻尼系數(shù)有著密切的聯(lián)系，通過對響應(yīng)信號(hào)進(jìn)行處理和分析，來確定座椅的相對阻尼系數(shù)。

此次座椅頻響特性試驗(yàn)臺(tái)為MAST多軸振動(dòng)系統(tǒng)，座椅安裝于振動(dòng)臺(tái)平面上，其位置與傾角與實(shí)車安裝狀態(tài)一致，座墊上方與座椅安裝地板分別布置兩個(gè)加速度傳感器，分別為座墊加速度傳感器和地板加速度傳感器，其中座墊加速度傳感器平放于座椅表面，放在座椅上方人體落座后坐骨結(jié)節(jié)連線的中點(diǎn)。地板加速度傳感器布置于座椅正下方的安裝地板上，加載板規(guī)格、形狀同座椅靜載試驗(yàn)，加載板載荷中心的鉛垂線與座墊載荷中心位置的載荷方向線重合。座椅頻響特性試驗(yàn)裝置如圖5所示。

圖5 座椅頻響特性試驗(yàn)裝置

試驗(yàn)臺(tái)的激勵(lì)信號(hào)為寬帶白噪聲，其掃頻范圍為0.5～20 Hz，振動(dòng)臺(tái)面的加速度均方根值為2 m/s2(0.2g)，試驗(yàn)重復(fù)進(jìn)行3次，每次掃頻持續(xù)時(shí)間為5 min，3次測量座椅上的加速度均方根值與其平均值的偏差為2.5%，滿足標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定偏差不大于其平均值±5%的要求，測得該座椅的頻率響應(yīng)特性如圖6所示。

圖6 座椅頻響特性試驗(yàn)裝置

根據(jù)測試結(jié)果可知，該座椅在4.5 Hz左右時(shí)有一個(gè)共振峰，該頻率即為座椅的固有頻率，此時(shí)可以通過座椅共振頻率與半功率帶寬，來確定座椅相對阻尼系數(shù)，該方法在工程上也稱半功率帶寬法，其計(jì)算公式為

(1)

式中：(fH-fL)為半功率帶寬，即幅頻特性圖上幅值最大A的 0.707倍的兩點(diǎn)對應(yīng)的頻率間隔；f0為共振頻率，即座椅的固有頻率；ε為座椅系統(tǒng)的相對阻尼系數(shù)。

通過座椅頻響特性試驗(yàn)曲線，可知其試驗(yàn)結(jié)果見表2。

表2 座椅頻響特性試驗(yàn)結(jié)果

綜上，通過對該座椅總成進(jìn)行座椅靜載及頻響特性試驗(yàn)，可以得到該座椅剛度K值以及相對阻尼系數(shù)ε值，另外通過測力計(jì)測得該座椅總成的質(zhì)量ms值,具體參數(shù)見表3，為下一步ADAMS虛擬仿真與模型驗(yàn)證提供數(shù)據(jù)支撐。

表3 座椅總成系統(tǒng)參數(shù)

1.3 “人-椅”系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型驗(yàn)證

為了驗(yàn)證“人-椅”系統(tǒng)模型的準(zhǔn)確性，需要對“人-椅”系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行試驗(yàn)對比驗(yàn)證，以確定“人-椅”系統(tǒng)仿真模型的準(zhǔn)確性。

模型驗(yàn)證的主要思路：

(1)進(jìn)行座椅臺(tái)架試驗(yàn)，試驗(yàn)項(xiàng)目同上節(jié)座椅頻響特性試驗(yàn)，測得振動(dòng)臺(tái)面和座墊上方加速度時(shí)間歷程信號(hào)，從而得到座墊上方加速度響應(yīng)的幅頻特性曲線。

(2)將振動(dòng)臺(tái)寬帶白噪聲驅(qū)動(dòng)信號(hào)作為樣條信號(hào)，在ADAMS軟件中對“人-椅”系統(tǒng)模型進(jìn)行掃頻激勵(lì)，測量仿真模型座墊上方的加速度時(shí)域信號(hào)，在ADAMS后處理模塊中得到座墊上方加速度響應(yīng)的幅頻特性曲線。

(3)最后通過時(shí)域信號(hào)與頻域信號(hào)對仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比驗(yàn)證，以確定動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性。

由于座椅頻響特性試驗(yàn)中所采用的座墊加載板為GB/T 11559—1989標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的假臀曲面板，其座墊加載板質(zhì)量為51 kg，而“人-椅”系統(tǒng)ADAMS模型中人體總質(zhì)量為55.2 kg，故在此次試驗(yàn)中對座墊加載板進(jìn)行了配載，以確保試驗(yàn)與仿真狀態(tài)的一致性。

座椅頻響特性試驗(yàn)驅(qū)動(dòng)信號(hào)為Mast多軸振動(dòng)臺(tái)Sinesweep軟件模塊生成的寬帶白噪聲，其掃頻范圍為0.5～20 Hz，覆蓋了人體敏感的振動(dòng)區(qū)間，振動(dòng)臺(tái)面的加速度均方根值為2 m/s2(0.2g)，為了確保仿真激勵(lì)信號(hào)與試驗(yàn)一致，采集得到試驗(yàn)臺(tái)的臺(tái)面加速度響應(yīng)信號(hào)作為仿真樣條信號(hào)，以驅(qū)動(dòng)仿真模型，仿真模型掃頻驅(qū)動(dòng)信號(hào)如圖7所示。

圖7 仿真模型掃頻驅(qū)動(dòng)信號(hào)

用ADAMS軟件樣條函數(shù)生成約束驅(qū)動(dòng)作為仿真激勵(lì)。ADAMS/View 允許采用3種插值方法，即：3次樣條曲線擬合、B樣條曲線擬合、Akima擬合法。它們對應(yīng)的函數(shù)分別為CUBSPL、CURVE、AKISPL。文中采用樣條CUBSPL函數(shù)進(jìn)行約束驅(qū)動(dòng)，其函數(shù)表達(dá)式如下：

Acce(time)=CUBSPL(1st_Indep_Var, 2nd_Indep_Var, Spline_Name, Deriv_Order)

式中：1st_Indep_Var 為時(shí)間變量time；

2nd_Indep_Var設(shè)為0；

Spline_Name為自變量的初始值；

Deriv_Order設(shè)為0。

使用樣條函數(shù)驅(qū)動(dòng)座椅動(dòng)力學(xué)仿真模型，測量模型地板與座墊上方垂向質(zhì)心位置加速度時(shí)域信號(hào)曲線，在ADAMS/PostProcessor后處理模塊中，對仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，對測量到的加速度信號(hào)進(jìn)行FFT變換，得到地板與座墊兩處加速度幅頻特性曲線，下面將通過仿真時(shí)域信號(hào)與頻域信號(hào)對仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比驗(yàn)證，以確定動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性。

根據(jù)模型仿真試驗(yàn)，可測得座墊上方加速度時(shí)域信號(hào)，其結(jié)果與試驗(yàn)臺(tái)測得的目標(biāo)信號(hào)對比如圖8所示。

圖8 時(shí)域信號(hào)仿真與試驗(yàn)對比(28～30 s段)

其中座椅幅頻特性曲線仿真與試驗(yàn)結(jié)果對比如圖9所示。

圖9 座椅幅頻特性曲線仿真與試驗(yàn)對比

根據(jù)仿真與試驗(yàn)結(jié)果，其中通過圖8時(shí)域信號(hào)對比分析得知，仿真模型中座墊上方加速度時(shí)域信號(hào)與試驗(yàn)測得加速度時(shí)域信號(hào)基本吻合，較好地復(fù)現(xiàn)了加速度時(shí)域信號(hào)，通過圖9頻域信號(hào)對比，整理仿真與試驗(yàn)頻響特性結(jié)果對比見表4。

表4 座椅頻響特性試驗(yàn)結(jié)果

對比結(jié)果可知，該座椅動(dòng)力學(xué)模型的座椅幅頻特性在趨勢和量級上都與試驗(yàn)結(jié)果基本一致，兩者偏差較小，驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。由于在建模過程中，存在部分假設(shè)和理想情況，沒有考慮到座椅間的摩擦，以及座椅與質(zhì)量塊之間的壓力分布等，但是在仿真與試驗(yàn)結(jié)果中，座椅的共振頻率基本吻合，且幅值峰值偏差較小，故證明模型建立比較合理，可以利用該模型做進(jìn)一步分析。

2 座椅動(dòng)態(tài)特性的研究

2.1 動(dòng)態(tài)特性影響分析

目前商用車用軟墊式座椅，主要減振系統(tǒng)為座墊和骨架減振彈簧，座椅系統(tǒng)的非線性特性與座墊有很大關(guān)系，目前國內(nèi)外振動(dòng)舒適性較好的座椅一般都采用高回彈聚氨酯泡沫，不同的配方和密度的高回彈聚氨酯泡沫擁有不同的剛度和減振性能[3]，將直接影響座椅的振動(dòng)舒適性，座椅的座墊過軟，其直接影響合理的體壓分布，影響駕駛員坐姿，過軟的座墊其剛度也會(huì)較低，使得車輛行駛過程中，振動(dòng)幅度變大，會(huì)直接影響駕駛員視線變化過頻而感覺到疲勞，如果座墊過硬，不僅體壓分布不合理，路面顛簸沖擊頻率高，同樣會(huì)使駕駛員產(chǎn)生疲勞感。

對于座椅動(dòng)態(tài)舒適性，座椅的質(zhì)量、剛度、阻尼以及座椅連接件之間的摩擦力都會(huì)影響其振動(dòng)舒適性，顯然，無論對于哪種優(yōu)化目標(biāo)，座椅的剛度越小優(yōu)化結(jié)果越好，但是相應(yīng)的座椅變形量越大，反而會(huì)增加人體的不舒適度。因此座椅系統(tǒng)的剛度應(yīng)該采取最小值限值，而軟墊式座椅系統(tǒng)的阻尼系數(shù)與其固有特性有關(guān)，同時(shí)座椅系統(tǒng)質(zhì)量大時(shí)對人體動(dòng)態(tài)舒適性有利，但是考慮到成本和輕量化，其質(zhì)量也不能太大，另外座椅連接件的摩擦因數(shù)越小，對人體動(dòng)態(tài)舒適性越有利。

所以，根據(jù)不同車型的車輛的底盤性能特性，匹配合適剛度、阻尼的座椅系統(tǒng)，才能使得座椅具有較好的振動(dòng)舒適性。

2.2 座椅動(dòng)態(tài)特性參數(shù)的優(yōu)化設(shè)計(jì)

在“人-椅”系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型得到驗(yàn)證的基礎(chǔ)上，可以利用該模型對座椅系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化和重新設(shè)計(jì)，來分析系統(tǒng)優(yōu)化和改進(jìn)后效果，從而得到相應(yīng)的改進(jìn)和優(yōu)化措施。如上文分析，影響座椅系統(tǒng)振動(dòng)舒適性的主要因素為剛度和阻尼，降低座椅剛度K，適當(dāng)增加座椅的相對阻尼系數(shù)ε的方式可改善座椅的傳遞特性，當(dāng)然，座椅剛度還存在最小值限值，結(jié)合該商用車駕駛室座椅空間布置和適用人群特征，企業(yè)規(guī)范規(guī)定了座椅剛度最小值不低于25.0 N/mm，故將采用正交試驗(yàn)方法，針對座椅垂直方向，取座椅剛度、阻尼兩個(gè)變量為試驗(yàn)因素，其中剛度因素在其最低限值和現(xiàn)有剛度之間取3個(gè)水平，阻尼以座椅剛度最低限值進(jìn)行分析對比，在原有阻尼基礎(chǔ)上每級增加20%水平，進(jìn)行兩個(gè)因素九個(gè)水平DOE分析，正交試驗(yàn)表見表5。

表5 座椅系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性參數(shù)優(yōu)化正交試驗(yàn)表

根據(jù)座椅系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性參數(shù)優(yōu)化正交試驗(yàn)表進(jìn)行仿真驗(yàn)證，其中相同阻尼，不同剛度對系統(tǒng)振動(dòng)傳遞影響曲線如圖10所示，相同剛度，不同阻尼對系統(tǒng)振動(dòng)傳遞影響曲線如圖11所示。

圖10 相同阻尼，不同剛度對系統(tǒng)振動(dòng)傳遞影響曲線

圖11 相同剛度，不同阻尼對系統(tǒng)振動(dòng)傳遞影響曲線

由圖10可知，當(dāng)系統(tǒng)相對阻尼不變，座椅系統(tǒng)剛度降低，座椅的固有頻率也同步降低，其中當(dāng)K<34.22 N/mm時(shí)，座椅的固有頻率低于4 Hz，避開了人體垂向比較敏感的4～8 Hz頻率范圍;當(dāng)K=25.0 N/mm時(shí)，系統(tǒng)的固有頻率為3.2 Hz，同樣處于合理范圍區(qū)間。

由圖11可知，當(dāng)座椅剛度不變，相對阻尼改變，不會(huì)改變座椅系統(tǒng)的固有頻率，所以可知座椅的剛度決定了座椅的固有頻率，相對阻尼較小時(shí)，系統(tǒng)的共振峰較大，相對阻尼逐漸增加會(huì)使得共振峰降低，即座椅振動(dòng)傳遞率進(jìn)一步降低，但是隨著系統(tǒng)相對阻尼的增加，大于6 Hz區(qū)域座椅的振動(dòng)傳遞率會(huì)逐漸增加。

為了找到相對阻尼的合理區(qū)間，利用模型仿真，通過座椅振動(dòng)幅值均方根值進(jìn)行對比分析，來進(jìn)一步研究不同阻尼對座椅減振性能的影響，仿真采用ADAMS軟件函數(shù)庫中的SineSweep數(shù)學(xué)函數(shù)進(jìn)行位移掃頻驅(qū)動(dòng)，其函數(shù)表達(dá)式為SWEEP(time,5,0.0,0.0,20,20,0.01 )，測得座椅上方位移時(shí)間歷程，計(jì)算可得不同阻尼對應(yīng)見表6。

表6 不同阻尼對應(yīng)座椅振動(dòng)幅值均方根值

根據(jù)各阻尼條件下座椅各振動(dòng)幅值均方根值，得出不同阻尼對應(yīng)座椅振動(dòng)幅值均方根值(RMS)變化曲線，如圖12所示。

圖12 不同阻尼對應(yīng)座椅振動(dòng)幅值均方根值變化曲線

根據(jù)仿真結(jié)果可知，當(dāng)座椅相對阻尼系統(tǒng)進(jìn)一步增加，即ε>0.36時(shí)(6#仿真序列)，座椅系統(tǒng)的振動(dòng)幅值均方根值趨于平緩，由此說明，相對阻尼的進(jìn)一步增加，對于座椅系統(tǒng)的減振效果不再明顯。

綜上可知，座椅的剛度決定了座椅的固有頻率，剛度降低，座椅系統(tǒng)的共振峰降低，同時(shí)座椅系統(tǒng)的固有頻率也跟著降低。座椅系統(tǒng)相對阻尼系數(shù)不改變座椅固有頻率，但是隨著相對阻尼系數(shù)的增加，座椅振動(dòng)傳遞率進(jìn)一步降低，當(dāng)ε>0.36后，阻尼對于座椅系統(tǒng)的減振效果已不再明顯。結(jié)合仿真結(jié)果分析，當(dāng)該商用車用軟墊式座椅剛度K處于25.0～34.22范圍，相對阻尼系數(shù)ε處于0.12～0.36范圍，可以得到動(dòng)態(tài)舒適性較好的匹配效果。其中區(qū)間范圍內(nèi)剛度取最小值，阻尼取最大值可獲得最佳效果，但是考慮到座墊材料、工藝水平等限制，獲得最理想狀態(tài)的座椅總成具有一定的難度，故該座椅總成的剛度和相對阻尼系數(shù)在合理范圍內(nèi)取值均可接受。

3 結(jié)論

通過建立“人-椅”系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真模型，并驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性，同時(shí)對該座椅動(dòng)態(tài)特性參數(shù)在仿真模型中進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，得出以下結(jié)論：

(1)座椅系統(tǒng)的剛度應(yīng)該采取最小值限值設(shè)計(jì)。

(2)座椅的相對阻尼系數(shù)增加，座椅振動(dòng)傳遞率進(jìn)一步降低，當(dāng)ε>0.36后，阻尼對于座椅系統(tǒng)的減振效果不再明顯。

(3)根據(jù)不同車型的車輛的底盤性能特性，匹配合適剛度、阻尼的座椅系統(tǒng)，才能使得座椅具有較好的振動(dòng)舒適性。