■ 諸城市義和車橋有限公司 （山東 262200） 楊振毅 關(guān)炳奇

隨著計算機技術(shù)和有限元分析技術(shù)的不斷發(fā)展，有限元分析在我司產(chǎn)品開發(fā)、失效模式預(yù)判、結(jié)構(gòu)改進優(yōu)化和輕量化方面得到逐步深入和拓展；為了解決座椅支撐桿在市場上反饋的早期失效問題，我們對支撐桿進行了有限元建模和疲勞壽命分析；并對該件進行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化和改進前后對比分析；需要指出的是，在眾多影響有限元仿真結(jié)果的因素中，邊界條件的合理性，尤其是施加載荷的準(zhǔn)確性，對仿真結(jié)果起著決定性的作用。

1. 有限元分析

本文的研究對象是汽車座椅上的支撐桿，如圖1所示黃色部分。該支撐桿交叉布置（見圖2），中間由心軸連接，組成上下伸縮支撐機構(gòu)，并且座椅調(diào)整高度后承受座位上的正壓力；該支撐桿材料為Q235C，厚度3mm。承受來自于座位上平均686N的垂直載荷，支撐桿調(diào)整角度范圍20°～45°。

圖1 座椅結(jié)構(gòu)圖

圖2 支撐桿

圖3 支撐桿受力簡圖

根據(jù)人機工程學(xué)，現(xiàn)只分析支撐桿20°的極限受力工況，該工況時受力簡圖如圖3所示。

由圖3可知，該支撐桿一端與下支座固定，另一端承受來自于駕駛員的垂向載荷Fc，為了便于計算，將垂向力轉(zhuǎn)換為支撐桿的直接作用力Fz。

支撐桿中間的兩個小孔特征對支撐桿的受力狀況沒有太大影響，如果保留，反而會導(dǎo)致局部的單元數(shù)量過大，增大了計算量，故在盡可能反映支撐桿的基本力學(xué)特性的前提下，去除此類小特征以簡化模型，只保留了中間連接孔。此外，應(yīng)保證支撐桿厚度方向上至少要有3層單元，關(guān)鍵區(qū)域處的圓孔周圍應(yīng)該至少有12個單元，圓角處至少有3～4個單元。因此，根據(jù)支撐桿總體尺寸，劃分網(wǎng)格時單元尺寸分布在0.5～1.0mm之間。

該支撐桿的材料屬性如附表所示，最終得到有限元模型含有493 993個節(jié)點，287 600個單元，網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖4所示。

2. 基于靜力平衡的邊界條件計算

邊界條件對有限元分析結(jié)果影響很大，本文載荷計算采用人體2倍質(zhì)量換算出的載荷作為承受載荷。

Fz=Fc/sin20°=686N/0.342=2 005.85N

根據(jù)相關(guān)資料，所選材料的參考S-N曲線如圖5所示。受各種實驗因素的制約，該材料的S-N曲線僅供參考。

圖4 支撐桿有限元模型

圖5 S-N曲線圖

圖6 分析云圖

圖7 改進后分析云圖

材料屬性表

3. 有限元分析結(jié)果及改進

根據(jù)上述分析，獲得有限元分析結(jié)果，如圖6所示。

根據(jù)分析云圖6所示，針對薄弱截面，更改該件結(jié)構(gòu)，在危險截面增大過渡圓角，由原來的R3mm改為R6mm，并將翻邊高度增加了3mm，重新進行了有限元分析，結(jié)果如圖7所示。

4. 結(jié)語

通過改進支撐桿的結(jié)構(gòu)，在不改變材料的前提下，危險截面處的應(yīng)力降低了1.98倍，遠低于材料的屈服強度，保證了構(gòu)件的使用安全。

通過分析初步判斷該支撐桿失效的主要原因是疲勞失效，循環(huán)次數(shù)29 393次，與實際座椅支撐桿30 000多次的失效模式一致；通過改進，消除了疲勞失效危險截面（見圖7），疲勞循環(huán)壽命達到了100萬次，完全滿足了設(shè)計要求，市場反饋良好。

本文對某座椅結(jié)構(gòu)件有限元模型建立后，根據(jù)座椅的實際受力狀況，選擇比較惡劣的載荷邊界條件，結(jié)合該件材料的應(yīng)力—壽命曲線；對該問題的解決有比較好的現(xiàn)實意義。

參考文獻：

[1] 趙少汴. 抗疲勞設(shè)計手冊 [M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2015.

[2] 許京荊. ANSYS Workbench工程實例詳解 [M]. 北京：人民郵電出版社，2015.

[3] 李亮，宋健，文凌波，等. 商用車驅(qū)動橋殼疲勞壽命的有限元仿真與實驗分析 [J]. 機械強度，2008，30（3）503-507.

[4] 吳煒，李守成. 某特種半掛車車架有限元分析及試驗研究 [J].機械強度，2016（6）：1361-1365.