楊文彪，馬迅，張繼偉，張之江

（湖北汽車工業(yè)學(xué)院 汽車工程學(xué)院，湖北 十堰 442002）

汽車座椅骨架的數(shù)值模態(tài)分析與驗證

楊文彪，馬迅，張繼偉，張之江

（湖北汽車工業(yè)學(xué)院 汽車工程學(xué)院，湖北 十堰 442002）

基于有限元軟件Hyperworks建立某汽車座椅骨架的有限元模型，對其進行自由模態(tài)分析，得到骨架的固有頻率及模態(tài)振型。通過模態(tài)試驗驗證了有限元模型的可靠性，研究了蛇形彈簧的模擬方式，發(fā)現(xiàn)蛇形彈簧的預(yù)緊力對座椅蛇形彈簧部分振動影響較大，為汽車座椅有限元模型的后續(xù)分析提供了仿真方法和理論依據(jù)。

汽車座椅；預(yù)緊力；蛇形彈簧；模態(tài)分析；固有頻率

汽車座椅作為人體與車身的連接部分，對汽車的乘坐舒適性具有十分重要的影響。汽車座椅的舒適性由靜態(tài)舒適性、動態(tài)舒適性和操作舒適性3個方面組成。汽車座椅的動態(tài)舒適性是指其傳給人體的振動和沖擊所能起到的緩沖及減震能力［1］，動態(tài)舒適程度由其結(jié)構(gòu)的動態(tài)特性決定。汽車座椅骨架（Seat Frame）主要作用是支撐和連接座椅零部件，其由靠背骨架、坐墊骨架等組成。該座椅靠背骨架是管框式靠背骨架，坐墊骨架是半盆座結(jié)構(gòu)［2］。本文中基于Hyperworks軟件建立座椅骨架有限元模型，研究其動態(tài)特性，利用試驗?zāi)B(tài)進行驗證，獲取相關(guān)的模態(tài)振型及固有頻率，為座椅約束模態(tài)分析、靜強度分析、靜剛度分析打下了基礎(chǔ)，為座椅骨架設(shè)計提供了參考價值。

1 基于有限元法模態(tài)分析

1.1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析有助于了解系統(tǒng)的振動特性，從整體上分析部件的振動情況。外界激勵包括路面激勵、發(fā)動機激勵等通過輪胎、懸架、車身傳遞到座椅骨架，引起座椅骨架振動的響應(yīng)都可以表示成由阻尼比、固有頻率、振型等模態(tài)參數(shù)組成的各階模態(tài)振型的疊加。如果上述外界激勵的激振頻率與座椅骨架的固有頻率相近，就會引起共振，產(chǎn)生劇烈的振動，從而使座椅產(chǎn)生劇烈振動，加速座椅部件疲勞損壞，也會使汽車的乘坐舒適性降低［3］。

外界激勵作用下座椅骨架的動力學(xué)方程為

式中：M為質(zhì)量矩陣；C為阻尼矩陣；K為剛度矩陣；F(t)外界振源對座椅的激勵向量；?(t)，?(t)和q(t)分別為座椅振動的加速度、速度和位移向量。

模態(tài)分析是線性分析，基于有限元法進行模態(tài)分析一般忽略阻尼的影響［4］。自由模態(tài)是指在非零初始條件下部件的自由狀態(tài)，即F=0系統(tǒng)不受外力，C=0忽略阻尼，自由模態(tài)分析能夠反映出部件無約束理想狀態(tài)狀態(tài)下自身的固有頻率以及與之對應(yīng)的模態(tài)振型。自由模態(tài)的微分方程為

系統(tǒng)的特征值方程為

式中：wi為方程的特征值；φi為對應(yīng)的特征向量。在座椅骨架的裝配中，螺栓和靠背蛇形彈簧存在預(yù)緊力，使結(jié)構(gòu)產(chǎn)生預(yù)應(yīng)力，將預(yù)應(yīng)力等效到座椅骨架部件上，座椅骨架局部剛度增大，其固有頻率隨之增加。

1.2 有限元建模

利用Hyperworks軟件中Hypermesh模塊建模，利用Optistruct模塊進行自由模態(tài)分析。

座椅骨架爆炸圖如圖1所示，構(gòu)件從幾何角度分為3類：桿件結(jié)構(gòu)、板殼結(jié)構(gòu)、實體結(jié)構(gòu)。將座椅骨架幾何模型導(dǎo)入Hypermesh，對幾何進行處理。板殼結(jié)構(gòu)的簡化即對幾何模型抽取中面，去掉小的幾何特征（比如說小的孔洞）、小的導(dǎo)圓、小的圓角。齒輪結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分比較困難，所以實體結(jié)構(gòu)的簡化采用平滑的曲面替代，便于劃分網(wǎng)格同時也能保證質(zhì)量。桿件結(jié)構(gòu)的簡化即利用幾何編輯，將桿件幾何模型中軸線作出，便于1維單元的劃分。幾何模型簡化完成后，將多余的一些拓撲線壓縮掉，將多余的一些硬點去掉以保證網(wǎng)格劃分的質(zhì)量。

圖1 座椅骨架爆炸圖

板殼結(jié)構(gòu)采用四邊形單元和三角形單元混合劃分，實體結(jié)構(gòu)采用四面體單元劃分，桿件結(jié)構(gòu)以及螺栓采用梁單元劃分，梁單元類型為CBEAM，基于鐵木辛柯理論，采用剛性單元模擬焊點［5］。根據(jù)模型的幾何特征確定單元尺寸，模型中殼單元的尺寸為3mm，四面體單元尺寸為2mm，梁單元的尺寸為3mm。圖2為座椅骨架有限元模型。

圖2 座椅骨架的有限元模型

有限元模型中四面體數(shù)量為70 302，四邊形數(shù)量為35 114，三角形數(shù)量為977，梁單元數(shù)量為2853，剛性單元數(shù)量為411。三角形單元所占殼單元比例為2.7%。三角形單元剛度較大，所占比例不能超多10%［6］，網(wǎng)格質(zhì)量要求控制如表1所示。在汽車行駛過程中座椅骨架在低頻段容易引起共振，選取前9階頻率進行分析。有限元模態(tài)分析固有頻率如表2所示，前9階振型如圖3所示。

表1 網(wǎng)格質(zhì)量表

表2 有限元模態(tài)座椅骨架的固有頻率分析結(jié)果

圖3 自由模態(tài)分析前9階振型

2 試驗?zāi)B(tài)分析

試驗?zāi)B(tài)分析是理論模態(tài)分析的逆過程。采用力錘法對座椅進行模態(tài)試驗，激勵信號由力錘敲擊產(chǎn)生，響應(yīng)點處由三向加速度傳感器測量響應(yīng)信號，從而獲取系統(tǒng)的頻響函數(shù)，由此建立頻響函數(shù)矩陣；通過模態(tài)參數(shù)識別法，對擬合的頻響函數(shù)曲線進行模態(tài)參數(shù)識別，估計結(jié)果并最終確定結(jié)構(gòu)的模態(tài)參數(shù)。對于試驗?zāi)B(tài)分析中，激勵點的布置要考慮到能獲取座椅骨架的模態(tài)振型，同時將激勵點布置在容易敲擊的位置，敲擊質(zhì)量的好壞直接影響試驗的精度［7］。本次試驗在座椅骨架上布置了32個激勵點，點的位置如圖4 a所示。座椅骨架由橡膠繩進行懸掛，如圖4 b所示。利用米勒-貝姆PAK MKII數(shù)采采集試驗數(shù)據(jù)，試驗處理數(shù)據(jù)在LMS軟件中進行，采用PolyMAX方法處理數(shù)據(jù)獲取座椅骨架的固有頻率以及相應(yīng)的振型。為了避免信號迭混，采樣頻率設(shè)置為關(guān)心頻率的2.56倍，本次設(shè)置為200 Hz。激勵信號施加力窗，響應(yīng)信號施加可調(diào)指數(shù)窗（加速信號的衰減，便于得到一個在此時間段末尾基本衰減為0的信號［7］）。每個點敲擊次數(shù)設(shè)置為5次，相關(guān)性系數(shù)設(shè)置為0.8，以保證響應(yīng)信號之間經(jīng)平均之后存在著良好的線性關(guān)系［7］。將座椅骨架的自由模態(tài)試驗獲取的固有頻率（表3）與有限元結(jié)果（表2）進行對比，有限元仿真與試驗所得結(jié)果有一定偏差。

根據(jù)圖3分析知4～9階模態(tài)在有限元模態(tài)分析中所對應(yīng)的振型為蛇形彈簧的振動，據(jù)此提出假設(shè)：未考慮蛇形彈簧的預(yù)緊力導(dǎo)致仿真結(jié)果偏差，座椅骨架中蛇形彈簧拆卸之后如圖5所示。

圖4 座椅骨架點的布置及自由懸吊示意圖

表3 模態(tài)試驗座椅骨架的固有頻率分析結(jié)果

圖5 座椅靠背及坐墊處蛇形彈簧拆卸圖

利用雙杰系列管形測力計測量蛇形彈簧的預(yù)緊力，計算得到蛇形彈簧的剛度。對座椅蛇形彈簧的有限元仿真提出新的方案：利用Hypermorph對蛇形彈簧進行處理，使蛇形彈簧變?yōu)槲囱b配之前的形狀，如圖6所示，靠背處蛇形彈簧b不變，a縮短37mm；坐墊處蛇形彈簧中間2個蛇形彈簧d不變、c縮短6mm，左右2個蛇形彈簧d不變、c縮短4mm，采用單個梁單元（便于施加預(yù)緊力）將其與座椅骨架連到一起，以所測軸向剛度為基準(zhǔn)校核梁的材料參數(shù)。工況設(shè)置分為靜力分析（施加預(yù)緊力）和模態(tài)分析（在靜力分析的基礎(chǔ)上）。新方案所得預(yù)應(yīng)力模態(tài)結(jié)果如表4所示。

通過表4與表3對比可知，新方案是比較理想的處理方案，新方案與試驗固有頻率誤差如表5所示。對新方案與模態(tài)試驗的1～2階振型進行對比，如圖7所示。1階振型為座椅骨架整體扭轉(zhuǎn)，2階振型為座椅滑軌總成左右反向振動。

圖6 座椅靠背處及坐墊處蛇形彈簧尺寸

表4 預(yù)應(yīng)力模態(tài)座椅骨架固有頻率分析結(jié)果

表5 模態(tài)試驗與新方案固有頻率誤差

圖7 新方案與模態(tài)試驗1～2階振型對比

3 結(jié)論

蛇形彈簧的預(yù)緊力對座椅彈簧振動振型對應(yīng)的固有頻率影響較大，得到了蛇形彈簧的合適處理方式?？紤]蛇形彈簧預(yù)緊力座椅骨架的有限元分析與實驗結(jié)果更吻合，得到了可靠的有限元模型，驗證了數(shù)值模態(tài)分析的可行性，獲得了座椅骨架準(zhǔn)確的模態(tài)參數(shù)，為汽車座椅的后續(xù)分析提供了仿真方法和理論依據(jù)。

［1］溫吾凡.汽車人體工程學(xué)［M］.長春：吉林科學(xué)技術(shù)出版社，1991.

［2］鐘柳華，孟正華，練朝春，等.汽車座椅設(shè)計與制造［M］.北京：國防工業(yè)出版社，2015：12-17.

［3］馬迅，趙幼平.輕型客車車身結(jié)構(gòu)剛度與模態(tài)的有限元分析［J］.湖北汽車工業(yè)學(xué)院學(xué)報，2002（1）：86-88.

［4］尹長城，馬迅，陳哲.基于ANSYS Workbench傳動軸的模態(tài)分析［J］.湖北汽車工業(yè)學(xué)院學(xué)報，2013，27（1）：15-17+22.

［5］王鈺棟，金磊，洪清泉，等.HyperMesh&HyperView應(yīng)用技巧與高級實例［M］.北京：機械工業(yè)出版社，2012.

［6］朱茂桃，智淑亞，王良模，等.汽車車身現(xiàn)代設(shè)計［M］.北京：國防工業(yè)出版社2014.

［7］沃德·海倫，斯蒂芬·拉門茲，菲爾·薩斯.模態(tài)分析理論與試驗［M］.白話同，郭繼忠，譯.北京：北京理工大學(xué)出版社，2001.

Numerical Modal Analysis and Verification of Automobile Seat Frame

Yang Wenbiao,Ma Xun,Zhang Jiwei,Zhang Zhijiang
（School of Automotive Engineering,Hubei University of Automotive Technology,Shiyan 442002,China）

The finite element model of a car seat frame was established by the Finite element software HyperWorks.Then,the seat frame was analyzed through the free modal,the natural frequencies and the modal shapes were obtained.The reliability of the finite element model was validated by the modal test and the simulation of the serpentine spring was researched.It is found the effect of the serpentine spring preload on the seat serpentine spring vibration type is large.It provides the simulation method and the theoretical basis for the subsequent analysis of the finite element model of the car seat.

car seat;preload;serpentine spring;modal analysis;natural frequency

U463.83+6

：A

：1008-5483（2016）04-0005-04

10.3969/j.issn.1008-5483.2016.04.002

2016-07-06

湖北省重點實驗室開放基金項目（ZDK1201307）

楊文彪（1990-），男，山東聊城人，碩士生，從事汽車有限元分析和振動方面的研究。E-mail：906568693@qq.com