汽车座椅骨架结构的改善★
口孙井晶
口周炳海
上海交通大学机械工程与动力学院上海２００２４０
摘要：以李尔集团下属某整车项目中的后排座椅骨架结构为例，分析了后排座椅骨架结构强度失效的原因。应用有限元法、类比法和理论分析的方法对该后排骨架结构强度进行改善，可为后排带滑轨可翻转式座椅骨架的设计、有限元模型的建立及结构强度改善提供参考，为正确设计和改善结构强度提供了依据。
关键词：座椅骨架有限元法结构改善中图分类号：Ｆ２７３．２
文献标识码：Ａ
文章编号：１０００—４９９８（２００９）１１一００６４一０４
汽车座椅骨架是汽车座椅的基础组成部分，主要由坐垫骨架及靠背骨架两部分组成。座椅骨架常用钢制管材焊接制成或用钢板冲压后焊接而成，座椅骨架使用螺钉直接固定或通过座椅调节装置固定在车身上。座椅作为汽车的安全件之一，其骨架的强度对整车的安全起着重要的作用，能在汽车受到撞击时很好地保持乘员一定的姿态，使其它安全件（如安全带、安全气囊等）可以充分发挥保护功能。由此可见，汽车座椅骨架对汽车的行驶平顺性、乘坐舒适性、安全性有很大影响，因此汽车座椅骨架的设计越来越受到人们的重视。
在座椅的设计过程中，由于工程师无法完全凭借自身能力非常精确地估算出座椅骨架的强度，只能凭经验去设计结构，选择材料。这样盲目地设计容易导致座椅骨架的强度过低，从而在整车遇到碰撞时危及乘员的生命，或者导致座椅骨架的强度过高，造成不必要的成本浪费，使整车价格不经济。在现代座椅骨架设计中，传统的材料力学计算法及先进的有限元分析法都能较精确地估算出座椅的实际强度，从而使座椅设计更趋于合理和高效。
１
座椅骨架平台是座椅总成的基础组成部件，家用汽车上的座椅一般都有２至３排，因此座椅骨架还可以按照位置来区分，包括前排和后排座椅骨架总成，前、后排的骨架结构是完全不同的。
基础部件一般包括坐垫框架总成和靠背框架总成，这两部５－＇ｒ在座椅中是分开进行设计的，一般是由冲压钣金件或管件焊接而成。
靠背框架总成包括两侧的调角器上侧板、上部的靠背连接管、侧面支撑钢丝及靠背弹簧等部件。１．２主要功能部件
座椅的功能部件一般包括调角器总成、滑道总成和调高器总成等，这些部件都是实现座椅功能的必要零件，这种功能件一般由专门的设计小组设计，应用广泛，质量较稳定，生产批量大，价格相对便宜。
调角器装置目前广泛使用的是行星齿轮式，可以调节驾驶时的靠背角度；滑道总成主要是由上滑道、下滑道、锁止机构、回复弹簧、罗拉等部件组成，可以调节座椅的前后位置；座椅调高机构的作用主要是调节座椅坐垫的高度，以适应不同身高的乘客。
座椅骨架结构简介２骨架结构改善
这里所指的结构改善，是指利用材料力学计算及有限元法的ＦＥＡ分析对初步的骨架设计方案进行评价，找出其中容易导致实验失效的薄弱环节，然后根据
参考文献
【１】
１．１骨架基础结构
★国家自然科学基金资助项目（编号：６０５７４０５４）收稿日期：２００９年５月
而其找正误差比较大。而运用激光跟踪仪测量系统精度高，误差小。
（２）传统的测量方法由于受到自制三角架体积较大和反射镜需多次安装才能调平的限制，每次至少需５人操作。而运用激光跟踪仪测量系统只需２人即可完成操作。
（３）传统的测量方法需要对机座进行两头找正，耗时超过１０ｈ。而运用激光跟踪仪测量系统大约只需２ｈ。
［２】
李广云．激光跟踪测量系统的原理及在车身在线检测中的应用【Ｊ】．上海计量测试，２００２（４）．
张春富，张军，唐文彦，等．激光跟踪仪在大尺寸工件几何参数测量中的应用【Ｊ】．工具技术，２００２（５）．
【３１刘晓东．使用激光跟踪仪确定数控机床空间位置关系【Ｊ１．
制造业自动化，２００４（８）．
（编辑
小
△
前）
回２００９／１１
万方数据
机械制造４７卷
第５４３期
盛
表１
序号
ｌ２３４
座椅骨架初始材料清单ＢＯＭ表
材料
击２５Ｘ１．５
零件名称靠背边管后座侧固定板角调固定支架翻转机构左下支架翻转机构右下支架
坐挚前边管坐垫左边管滑轨前安装支架滑轨后安装支架
钩形支架
用量
Ｑ２３５Ａ
ｌｌ１ｌｌ１ｌ２２２
折算为等效的静态载荷，作为评定座椅承载性能的标准¨１。
我国对汽车座椅静强度也有自己的强制性法规要求，在国家标准ＧＢｌ５０８３—２００６中规定１２ｌ：通过座椅质心，沿水平向前和向后分别施加相当于座椅总成重量２０倍的负荷。加载时要求逐渐加载到规定值，并在该值上保持Ｏ．２ｓ以上。当汽车安全带固定点装在座椅上时，必须按ＧＢｌ４１６７｛汽车安全带安装固定点》中的规定对安全带的安装固定点施加相应的负荷，三点式安全带上下各１３持Ｏ．２
５００
ＳＰＣＣｔ：１．５
ＳＰＣＣｔ：２．０
ＳＰＨＣｔ：２．０
５
６
ＳＰＨＣｔ：２．０
击２２×１．５击２２×１．５
Ｑ２３５ＡＱ２３５Ａ
７
８９
ＳＰＣＣｔ：２．０
ＳＰＣＣｔ：２．Ｏ￥２０Ｃｔ：４．０
Ｎ，两点式安全带则是２２
２５０
Ｎ，所有的
力应以尽可能快的速度同时加载至规定值，并至少保
ｓ。
ｌＯ
计算结果合理调整结构设计方案和替换合适的钢材。
骨架的结构改善可按照以下几个步骤来完成：①结构设计及材质分析；②静强度要求分析；③材料力学的理论计算；④骨架结构改善；⑤有限元法ＦＥＡ的验证。
２．１结构设计及材质分析
座椅骨架的结构起初是根据客户的要求、车身的实际大小和安装点位置来设计的。首先客户必须输入相应的设计需要的参数，如车身数据、假人Ｈ点坐标、各种功能要求等。座椅骨架的设计需要满足客户提出的各种要求。
座椅骨架的初始材料定义主要参考其他成熟项目或者以往的经验，如表１所示是座椅骨架坐垫翻转机构总成的初始材料清单。
材料和结构初步设计完成之后需要按照标准上的实验要求进行校验，座椅骨架的最终成品要满足国家的强制性法规要求。
２．２座椅法规强度要求分析
作为整车中很重要的安全件之一的座椅骨架总成，首先必须满足座椅总成的静强度要求，座椅的静强度是指座椅承受静态载荷的能力，它是又．－ｊ－座椅结构提
该实验中座椅应放置在对强度最为不利的驾驶或使用位置上，如图１所示，其中一即上施力点，凡即下施力点，凡为通过座椅重心的水平力，该力大小为２０倍座椅重力。
另外，座椅还需满足靠背及调节装置的强度实验要求，即通过一个模拟假背模型，对座椅靠背沿纵向向后施加一个相对于座椅Ｒ点５３０Ｎｍ力矩的负荷后，座椅靠背或座椅不能出现断裂和破坏。其中Ｒ点指的是二维或三维人体模型样板中人体躯干与大腿的连接点即胯点，在人体模板中为髋关节。在确定驾驶室布置工具在车身中的位置时常以此点作为定位基准点。２．３材料力学的理论计算
为使座椅靠背骨架能满足５３０Ｎｍ的新国标强度要求，在骨架结构设计及选材时，必须对骨架靠背主支撑管的强度进行材料力学的初步理论计算¨１，以便对初始的骨架结构及材料进行评价，加强薄弱环节或减少多余的部分。
具体实验扭矩加载的方式如图２所示。
钢管和支架上的最大正应力可由以下算式获得：
盯。。：争盯ｍｕ２面■
（１）
～１，
器
机械制造４７卷第５４３期
２００９／１１回
万方数据
空心圆截面的抗弯截面模量，下式中的，ｚ指的是该横截面对中性轴的惯性矩，Ｗｚ的计算公式如下：
选择合适的有限元单元，对座椅骨架结构进行离散化，同时在模型上加载各种不同的材料属性，之后进行边界条件的模拟，最后经过手动调整得到一个精度在可接受范围内的座椅骨架仿真模型，如图４所示。
模型建立后需要在骨架上根据国家ＧＢｌ５０８３标准的要求进行模拟的力加载，由于该项目为Ｍ１类车，后排座椅的额定乘员为３人，因此两侧的３点式安全带按照国标要求在上下假人块上加载１３
５００
耽：舌：—－吾４Ｆ（Ｄ４－ｄ＂）：裔（。・一∥）（２）
虿
ｉ
座椅骨架靠背管的初始设计是外径２５ｍｍ、厚度根据式（２），该管件的抗弯截面模量Ｗｚ计算如
为１．５ｍｍ的钢管，材料为Ｑ２３５，属于普通结构钢，如
图３所示。下：
Ｎ的力，根据
计算２个座椅骨架的总重量为３６ｋｇ，同时测算出座椅的重心距离车身地板的ｚ轴坐标为４０６ｌ：ｌ＇ｌｌ＇ｒｌ，因此在此处还需向前加载２０倍的重力，即２０９＝２０×３６×９．８＝
７０６３
Ｗｚ＝南（Ｄ４叫）
＝夏专｝西（ｏ．０２５—０．０２２４）
＝６１４．０６
Ｘ
Ｎ。如图５所示：
在骨架ＦＥＡ模型设置完后，对其进行实验载荷的模拟，要求在１０Ｉｉ＂１Ｓ内加载到１００％的载荷，同时要求保持ｏ．２ｓ以上，则实验可被判定为通过。
在ＦＥＡ模拟计算完成后，结论显示初始的骨架设计存在问题，部分零件强度不够，首先是座椅滑道后部的钩形支架，此处受力的强度值最高，屈服强度甚至达
到了８８０ＭＰａ，如图６所示。显然屈服强度仅为２４５ＭＰａ的
１０—９ｍ３
这样在实验中钢管上承受的最大弯矩肘…为
５４０
Ｎｍ，代入式（１）：
‰。＝监＝—焉Ｌ肯＝８６３．ＩＭＰＷｚ
ｕ㈣一
一
６１４
．
０６
Ｘ
１０
一一ｏｕＪ‘９
ａ
由于靠背管是双侧受力．因此单根管上的最大弯曲正应力为４３１．６ＭＰａ，而初步设计的材料Ｑ２３５的屈
服强度为２３５ＭＰａ，显然比正应力要小很多，因此该管件的初始设计不合格，需要替换该零件的材料或者更改该管件的设计。
材料力学的计算只适用于较简单的结构强度计算，对于其他复杂的结构，如冲压钣金之类的零件，则无法准确计算出其强度，因此在座椅骨架设计中，很多情况下需要依靠基于有限元法的计算机辅助ＦＥＡ分析。
２．４有限元法ＦＥＡ的验证
在座椅骨架的设计中可借助有限元ＦＥＡ分析¨１的方法来对数据模型的强度进行校验及评价，以便在开模具之前找到结构中的薄弱环节，从而避免模具修改及报废等造成的损失。
对座椅进行有限元分析首先要建立一个座椅骨架结构的有限元模型，就是根据所研究对象的具体情况，
原设计材料￥２０Ｃ无法满足要求。如果按此设计，之后的实验肯定会失效。因此此处需要重新设计并更换材料。
同时，坐垫翻转机构下支架的设计结构也无法满
足要求，ＦＥＡ分析的结果显示该零件在实验中能承受的最大屈服强度为４２０ＭＰａ，如图７所示。
原来该零件设计的材料为ＳＰＨＣ，为普通热轧钢板，屈服强度没有要求，只有抗拉强度要求大于２７０ＭＰａ，因此该
▲图６骨架滑道钩形支架强度ＦＥＡ分析图
▲图４座椅骨架总成ＦＥＡ仿真模型示意图▲图５骨架ＦＥＡ仿真模型载荷加载示意图▲图７坐垫翻转机构下支架强度ＦＥＡ分析图
囵２００９／１１
万方数据
机械制造４７卷第５４３期ａ噩ｋ
表２座椅骨架改善后材料清单ＢＯＭ表
序号
零件名称新材料初始枕料１靠背边管ＱＳＴＥ３４０冷拔
４，２５×１．５Ｑ２３５Ａ
２
后座侧固定板未更换ＳＰＣＣｔ：１．５３
角调固定支架未更换ＳＰＣＣｔ：２．Ｏ４翻转机构左下支架ＱＳＴＥ４２０ｔ：２．０ＳＰＩ｛Ｃｔ：２．０５翻转机构右下支架
ＱＳＴＥ４２０ｔ：２．０
ＳＰＨＣｔ：２．０
６坐挚前边管未更换４，２２×１．５Ｑ２３５Ａ７坐楚左边管未更换４，２２×１．５
Ｑ２３５Ａ
８滑轨前安装支架末更换ＳＰＣＣｔ：２．Ｏ
９滑轨后安装支架
未更换
ＳＰＣＣｔ：２．０１０
钩形支架
ＢＳ６００ｔ：５．０
￥２０Ｃｔ：４．０
零件的材料首先需要替换，另外支架的中后部为受力最大的区域，因此此处的应力最大，单单依靠材料的更改可能仍然无法满足强度的要求，所以该零件需要在后续的设计中同时对结构和材料进行改善。２．５骨架结构的改善及验证
根据在设计初期使用材Ｎ－力学计算和ＦＥＡ有限元法的分析，初始设计的座椅骨架存在相当大的问题，需要对其结构及材料进行优化和改善，如表２所示。
通过材料力学理论计算及ＦＥＡ有限元法的验证，对座椅骨架总成进行了以下调整：
１）将靠背边管的材料由较弱的Ｑ２３５Ａ改为宝钢的高强度钢ＱＳＴＥ３４０，同时增加了冷拔工艺，使其足以满足４３１．６ＭＰａ的最低强度要求。
２）翻转机构下支架的材料由ＳＰＨＣ改成了高强度钢ＱＳＴＥ４２０，以满足其强度要求，同时调整了该支架的结构，另外在下支架侧面增加了翻边，同时在ＦＥＡ分析显示的中后部薄弱区域增加了加强筋，以增强下支架的整体强度，如图８所示。
３）将钩形支架的材料由初始的￥２０Ｃ改为特高强度钢ＢＳ６００，抗拉强度由４００ＭＰａ提高到６５０ＭＰａ，同时增加调质工艺并增加厚度，可以满足最大强度要求。
由表３可以看出此次结构设计变更中替代材料和旧材料之间的差异。
在完成了对座椅骨架结构及材料的改善后，可以再通过基于有限元法的ＦＥＡ分析，重复座椅靠背强度
万方数据
表３座椅骨架新旧材料性能对照表
新／ｆｒ】材料名称弯曲强度／ＭＰａ
抗拉强度／ＭＰａ
延伸率／％
旧
Ｑ２３５Ａ≥２３５
≥３７０≥２５新
ＱＳＴＥ３４０
≥３４０４２０—５４０
≥２５旧
ＳＰＨＣ
Ｎ／Ａ≥２７０
２７—３ｌ新
ＱＳＴＥ４２０≥４２０４８０—６２０≥２ｌ旧
￥２０Ｃ
≥２４５≥４００≥２８新
ＢＳ６００
≥６００
≥６５０
≥２０
及静强度实验仿真，新座椅骨架总成的新设计通过了座椅靠背强度的实验。
通过靠背强度的ＦＥＡ模拟仿真分析，新设计的骨架能够承受２
４００
Ｎ左右的加载在靠背管顶端的力，由
于靠背管上端距离相对静止的调角器上支架的距离为３５０ｍｍ，因此靠背所能承受的ｏ－＝２４００Ｘ０．３５＝８４０Ｎｍ，大于５３０Ｎｍ的标准要求。
通过静强度的ＦＥＡ模拟仿真分析，新设计的骨架能够承受１３
５００
Ｎ的加载在两侧假人和２２
２５０
Ｎ的加
载在中间假人上的静载荷，从而验证了本文中讨论的座椅靠背结构设计的改善方案可以满足国家强制性标准ＧＢｌ５０８３—２００６的要求。
由此可见，材料力学的理论计算和基于有限元法的ＦＥＡ模拟仿真分析对于座椅骨架强度的设计有着重要的作用，在其他行业及领域中，该种方法也被广泛应用，可见其具有广泛的实用价值。
３结束语
以往的座椅骨架设计，基本都是３２程师凭经验或个人主观意志进行的，本文在分析了座椅骨架的组成、结构及材质后，运用工业工程仿真模拟分析的原理和材料力学的经典理论，讨论了座椅骨架改善的方案，并对其进行了验证。所选择的家用型轿车座椅骨架总成具有一定的代表性，对其它工业零部件结构的改善，也具有一定的实用参考价值。同时，也为以后的座椅骨架结构设计提供了正确的流程，Ｘ－ｊ－－＆业完善产品设计及结构、提高设计效率、减少失误成本具有重要意义，另外也提高了企业自主研发的能力。
参考文献
【ｌ】朱学斌．汽车座椅ＣＡＤ中的强度特性研究【Ｍ】，长春：吉
林工业大学出版社．１９９８．
【２】ＧＢｌ５０８３—２００６汽车座椅固定装置及头枕强度要求和试
验方法【Ｓ】，中国标准出版社，２００７．
【３】顾朴，郑芳怀，谢惠铃．材料力学（第二版）【Ｍ】，北京：高等
教育出版社，１９８５，１５ｌ一１５３．
【４】刘涛，杨风鹏．精通ＡＮＳＹＳ（第一版）【Ｍ】，北京：清华大学
出版社，２００２。１—１０．
△
（编辑
功
成）
２００９／１１
６７ｌＩ
褴机械制造４７堂蔓！竺塑
汽车座椅骨架结构的改善
作者：作者单位：刊名：英文刊名：年，卷(期)：引用次数：
孙井晶， 周炳海
上海交通大学机械工程与动力学院,上海,200240机械制造MACHINERY2009，47(11)0次
参考文献(4条)
1.朱学斌.汽车座椅CAD中的强度特性研究[M],长春:吉林工业大学出版社.1998.
2.GB15083-2006汽车座椅固定装置及头枕强度要求和试验方法[S],中国标准出版社,2007.3.顾朴,郑芳怀,谢惠铃.材料力学(第二版)[M],北京:高等教育出版社,1985,151-153.4.刘涛,杨凤鹏.精通ANSYS(第一版)[M],北京:清华大学出版社,2002,1-10.
相似文献(5条)
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本文链接：http://d.g.wanfangdata.com.cn/Periodical_jxzz200911024.aspx
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汽车座椅骨架结构的改善★
口孙井晶
口周炳海
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关键词：座椅骨架有限元法结构改善中图分类号：Ｆ２７３．２
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在座椅的设计过程中，由于工程师无法完全凭借自身能力非常精确地估算出座椅骨架的强度，只能凭经验去设计结构，选择材料。这样盲目地设计容易导致座椅骨架的强度过低，从而在整车遇到碰撞时危及乘员的生命，或者导致座椅骨架的强度过高，造成不必要的成本浪费，使整车价格不经济。在现代座椅骨架设计中，传统的材料力学计算法及先进的有限元分析法都能较精确地估算出座椅的实际强度，从而使座椅设计更趋于合理和高效。
１
座椅骨架平台是座椅总成的基础组成部件，家用汽车上的座椅一般都有２至３排，因此座椅骨架还可以按照位置来区分，包括前排和后排座椅骨架总成，前、后排的骨架结构是完全不同的。
基础部件一般包括坐垫框架总成和靠背框架总成，这两部５－＇ｒ在座椅中是分开进行设计的，一般是由冲压钣金件或管件焊接而成。
靠背框架总成包括两侧的调角器上侧板、上部的靠背连接管、侧面支撑钢丝及靠背弹簧等部件。１．２主要功能部件
座椅的功能部件一般包括调角器总成、滑道总成和调高器总成等，这些部件都是实现座椅功能的必要零件，这种功能件一般由专门的设计小组设计，应用广泛，质量较稳定，生产批量大，价格相对便宜。
调角器装置目前广泛使用的是行星齿轮式，可以调节驾驶时的靠背角度；滑道总成主要是由上滑道、下滑道、锁止机构、回复弹簧、罗拉等部件组成，可以调节座椅的前后位置；座椅调高机构的作用主要是调节座椅坐垫的高度，以适应不同身高的乘客。
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这里所指的结构改善，是指利用材料力学计算及有限元法的ＦＥＡ分析对初步的骨架设计方案进行评价，找出其中容易导致实验失效的薄弱环节，然后根据
参考文献
【１】
１．１骨架基础结构
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（３）传统的测量方法需要对机座进行两头找正，耗时超过１０ｈ。而运用激光跟踪仪测量系统大约只需２ｈ。
［２】
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（编辑
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ｌ２３４
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材料
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坐挚前边管坐垫左边管滑轨前安装支架滑轨后安装支架
钩形支架
用量
Ｑ２３５Ａ
ｌｌ１ｌｌ１ｌ２２２
折算为等效的静态载荷，作为评定座椅承载性能的标准¨１。
我国对汽车座椅静强度也有自己的强制性法规要求，在国家标准ＧＢｌ５０８３—２００６中规定１２ｌ：通过座椅质心，沿水平向前和向后分别施加相当于座椅总成重量２０倍的负荷。加载时要求逐渐加载到规定值，并在该值上保持Ｏ．２ｓ以上。当汽车安全带固定点装在座椅上时，必须按ＧＢｌ４１６７｛汽车安全带安装固定点》中的规定对安全带的安装固定点施加相应的负荷，三点式安全带上下各１３持Ｏ．２
５００
ＳＰＣＣｔ：１．５
ＳＰＣＣｔ：２．０
ＳＰＨＣｔ：２．０
５
６
ＳＰＨＣｔ：２．０
击２２×１．５击２２×１．５
Ｑ２３５ＡＱ２３５Ａ
７
８９
ＳＰＣＣｔ：２．０
ＳＰＣＣｔ：２．Ｏ￥２０Ｃｔ：４．０
Ｎ，两点式安全带则是２２
２５０
Ｎ，所有的
力应以尽可能快的速度同时加载至规定值，并至少保
ｓ。
ｌＯ
计算结果合理调整结构设计方案和替换合适的钢材。
骨架的结构改善可按照以下几个步骤来完成：①结构设计及材质分析；②静强度要求分析；③材料力学的理论计算；④骨架结构改善；⑤有限元法ＦＥＡ的验证。
２．１结构设计及材质分析
座椅骨架的结构起初是根据客户的要求、车身的实际大小和安装点位置来设计的。首先客户必须输入相应的设计需要的参数，如车身数据、假人Ｈ点坐标、各种功能要求等。座椅骨架的设计需要满足客户提出的各种要求。
座椅骨架的初始材料定义主要参考其他成熟项目或者以往的经验，如表１所示是座椅骨架坐垫翻转机构总成的初始材料清单。
材料和结构初步设计完成之后需要按照标准上的实验要求进行校验，座椅骨架的最终成品要满足国家的强制性法规要求。
２．２座椅法规强度要求分析
作为整车中很重要的安全件之一的座椅骨架总成，首先必须满足座椅总成的静强度要求，座椅的静强度是指座椅承受静态载荷的能力，它是又．－ｊ－座椅结构提
该实验中座椅应放置在对强度最为不利的驾驶或使用位置上，如图１所示，其中一即上施力点，凡即下施力点，凡为通过座椅重心的水平力，该力大小为２０倍座椅重力。
另外，座椅还需满足靠背及调节装置的强度实验要求，即通过一个模拟假背模型，对座椅靠背沿纵向向后施加一个相对于座椅Ｒ点５３０Ｎｍ力矩的负荷后，座椅靠背或座椅不能出现断裂和破坏。其中Ｒ点指的是二维或三维人体模型样板中人体躯干与大腿的连接点即胯点，在人体模板中为髋关节。在确定驾驶室布置工具在车身中的位置时常以此点作为定位基准点。２．３材料力学的理论计算
为使座椅靠背骨架能满足５３０Ｎｍ的新国标强度要求，在骨架结构设计及选材时，必须对骨架靠背主支撑管的强度进行材料力学的初步理论计算¨１，以便对初始的骨架结构及材料进行评价，加强薄弱环节或减少多余的部分。
具体实验扭矩加载的方式如图２所示。
钢管和支架上的最大正应力可由以下算式获得：
盯。。：争盯ｍｕ２面■
（１）
～１，
器
机械制造４７卷第５４３期
２００９／１１回
万方数据
空心圆截面的抗弯截面模量，下式中的，ｚ指的是该横截面对中性轴的惯性矩，Ｗｚ的计算公式如下：
选择合适的有限元单元，对座椅骨架结构进行离散化，同时在模型上加载各种不同的材料属性，之后进行边界条件的模拟，最后经过手动调整得到一个精度在可接受范围内的座椅骨架仿真模型，如图４所示。
模型建立后需要在骨架上根据国家ＧＢｌ５０８３标准的要求进行模拟的力加载，由于该项目为Ｍ１类车，后排座椅的额定乘员为３人，因此两侧的３点式安全带按照国标要求在上下假人块上加载１３
５００
耽：舌：—－吾４Ｆ（Ｄ４－ｄ＂）：裔（。・一∥）（２）
虿
ｉ
座椅骨架靠背管的初始设计是外径２５ｍｍ、厚度根据式（２），该管件的抗弯截面模量Ｗｚ计算如
为１．５ｍｍ的钢管，材料为Ｑ２３５，属于普通结构钢，如
图３所示。下：
Ｎ的力，根据
计算２个座椅骨架的总重量为３６ｋｇ，同时测算出座椅的重心距离车身地板的ｚ轴坐标为４０６ｌ：ｌ＇ｌｌ＇ｒｌ，因此在此处还需向前加载２０倍的重力，即２０９＝２０×３６×９．８＝
７０６３
Ｗｚ＝南（Ｄ４叫）
＝夏专｝西（ｏ．０２５—０．０２２４）
＝６１４．０６
Ｘ
Ｎ。如图５所示：
在骨架ＦＥＡ模型设置完后，对其进行实验载荷的模拟，要求在１０Ｉｉ＂１Ｓ内加载到１００％的载荷，同时要求保持ｏ．２ｓ以上，则实验可被判定为通过。
在ＦＥＡ模拟计算完成后，结论显示初始的骨架设计存在问题，部分零件强度不够，首先是座椅滑道后部的钩形支架，此处受力的强度值最高，屈服强度甚至达
到了８８０ＭＰａ，如图６所示。显然屈服强度仅为２４５ＭＰａ的
１０—９ｍ３
这样在实验中钢管上承受的最大弯矩肘…为
５４０
Ｎｍ，代入式（１）：
‰。＝监＝—焉Ｌ肯＝８６３．ＩＭＰＷｚ
ｕ㈣一
一
６１４
．
０６
Ｘ
１０
一一ｏｕＪ‘９
ａ
由于靠背管是双侧受力．因此单根管上的最大弯曲正应力为４３１．６ＭＰａ，而初步设计的材料Ｑ２３５的屈
服强度为２３５ＭＰａ，显然比正应力要小很多，因此该管件的初始设计不合格，需要替换该零件的材料或者更改该管件的设计。
材料力学的计算只适用于较简单的结构强度计算，对于其他复杂的结构，如冲压钣金之类的零件，则无法准确计算出其强度，因此在座椅骨架设计中，很多情况下需要依靠基于有限元法的计算机辅助ＦＥＡ分析。
２．４有限元法ＦＥＡ的验证
在座椅骨架的设计中可借助有限元ＦＥＡ分析¨１的方法来对数据模型的强度进行校验及评价，以便在开模具之前找到结构中的薄弱环节，从而避免模具修改及报废等造成的损失。
对座椅进行有限元分析首先要建立一个座椅骨架结构的有限元模型，就是根据所研究对象的具体情况，
原设计材料￥２０Ｃ无法满足要求。如果按此设计，之后的实验肯定会失效。因此此处需要重新设计并更换材料。
同时，坐垫翻转机构下支架的设计结构也无法满
足要求，ＦＥＡ分析的结果显示该零件在实验中能承受的最大屈服强度为４２０ＭＰａ，如图７所示。
原来该零件设计的材料为ＳＰＨＣ，为普通热轧钢板，屈服强度没有要求，只有抗拉强度要求大于２７０ＭＰａ，因此该
▲图６骨架滑道钩形支架强度ＦＥＡ分析图
▲图４座椅骨架总成ＦＥＡ仿真模型示意图▲图５骨架ＦＥＡ仿真模型载荷加载示意图▲图７坐垫翻转机构下支架强度ＦＥＡ分析图
囵２００９／１１
万方数据
机械制造４７卷第５４３期ａ噩ｋ
表２座椅骨架改善后材料清单ＢＯＭ表
序号
零件名称新材料初始枕料１靠背边管ＱＳＴＥ３４０冷拔
４，２５×１．５Ｑ２３５Ａ
２
后座侧固定板未更换ＳＰＣＣｔ：１．５３
角调固定支架未更换ＳＰＣＣｔ：２．Ｏ４翻转机构左下支架ＱＳＴＥ４２０ｔ：２．０ＳＰＩ｛Ｃｔ：２．０５翻转机构右下支架
ＱＳＴＥ４２０ｔ：２．０
ＳＰＨＣｔ：２．０
６坐挚前边管未更换４，２２×１．５Ｑ２３５Ａ７坐楚左边管未更换４，２２×１．５
Ｑ２３５Ａ
８滑轨前安装支架末更换ＳＰＣＣｔ：２．Ｏ
９滑轨后安装支架
未更换
ＳＰＣＣｔ：２．０１０
钩形支架
ＢＳ６００ｔ：５．０
￥２０Ｃｔ：４．０
零件的材料首先需要替换，另外支架的中后部为受力最大的区域，因此此处的应力最大，单单依靠材料的更改可能仍然无法满足强度的要求，所以该零件需要在后续的设计中同时对结构和材料进行改善。２．５骨架结构的改善及验证
根据在设计初期使用材Ｎ－力学计算和ＦＥＡ有限元法的分析，初始设计的座椅骨架存在相当大的问题，需要对其结构及材料进行优化和改善，如表２所示。
通过材料力学理论计算及ＦＥＡ有限元法的验证，对座椅骨架总成进行了以下调整：
１）将靠背边管的材料由较弱的Ｑ２３５Ａ改为宝钢的高强度钢ＱＳＴＥ３４０，同时增加了冷拔工艺，使其足以满足４３１．６ＭＰａ的最低强度要求。
２）翻转机构下支架的材料由ＳＰＨＣ改成了高强度钢ＱＳＴＥ４２０，以满足其强度要求，同时调整了该支架的结构，另外在下支架侧面增加了翻边，同时在ＦＥＡ分析显示的中后部薄弱区域增加了加强筋，以增强下支架的整体强度，如图８所示。
３）将钩形支架的材料由初始的￥２０Ｃ改为特高强度钢ＢＳ６００，抗拉强度由４００ＭＰａ提高到６５０ＭＰａ，同时增加调质工艺并增加厚度，可以满足最大强度要求。
由表３可以看出此次结构设计变更中替代材料和旧材料之间的差异。
在完成了对座椅骨架结构及材料的改善后，可以再通过基于有限元法的ＦＥＡ分析，重复座椅靠背强度
万方数据
表３座椅骨架新旧材料性能对照表
新／ｆｒ】材料名称弯曲强度／ＭＰａ
抗拉强度／ＭＰａ
延伸率／％
旧
Ｑ２３５Ａ≥２３５
≥３７０≥２５新
ＱＳＴＥ３４０
≥３４０４２０—５４０
≥２５旧
ＳＰＨＣ
Ｎ／Ａ≥２７０
２７—３ｌ新
ＱＳＴＥ４２０≥４２０４８０—６２０≥２ｌ旧
￥２０Ｃ
≥２４５≥４００≥２８新
ＢＳ６００
≥６００
≥６５０
≥２０
及静强度实验仿真，新座椅骨架总成的新设计通过了座椅靠背强度的实验。
通过靠背强度的ＦＥＡ模拟仿真分析，新设计的骨架能够承受２
４００
Ｎ左右的加载在靠背管顶端的力，由
于靠背管上端距离相对静止的调角器上支架的距离为３５０ｍｍ，因此靠背所能承受的ｏ－＝２４００Ｘ０．３５＝８４０Ｎｍ，大于５３０Ｎｍ的标准要求。
通过静强度的ＦＥＡ模拟仿真分析，新设计的骨架能够承受１３
５００
Ｎ的加载在两侧假人和２２
２５０
Ｎ的加
载在中间假人上的静载荷，从而验证了本文中讨论的座椅靠背结构设计的改善方案可以满足国家强制性标准ＧＢｌ５０８３—２００６的要求。
由此可见，材料力学的理论计算和基于有限元法的ＦＥＡ模拟仿真分析对于座椅骨架强度的设计有着重要的作用，在其他行业及领域中，该种方法也被广泛应用，可见其具有广泛的实用价值。
３结束语
以往的座椅骨架设计，基本都是３２程师凭经验或个人主观意志进行的，本文在分析了座椅骨架的组成、结构及材质后，运用工业工程仿真模拟分析的原理和材料力学的经典理论，讨论了座椅骨架改善的方案，并对其进行了验证。所选择的家用型轿车座椅骨架总成具有一定的代表性，对其它工业零部件结构的改善，也具有一定的实用参考价值。同时，也为以后的座椅骨架结构设计提供了正确的流程，Ｘ－ｊ－－＆业完善产品设计及结构、提高设计效率、减少失误成本具有重要意义，另外也提高了企业自主研发的能力。
参考文献
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【３】顾朴，郑芳怀，谢惠铃．材料力学（第二版）【Ｍ】，北京：高等
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【４】刘涛，杨风鹏．精通ＡＮＳＹＳ（第一版）【Ｍ】，北京：清华大学
出版社，２００２。１—１０．
△
（编辑
功
成）
２００９／１１
６７ｌＩ
褴机械制造４７堂蔓！竺塑
汽车座椅骨架结构的改善
作者：作者单位：刊名：英文刊名：年，卷(期)：引用次数：
孙井晶， 周炳海
上海交通大学机械工程与动力学院,上海,200240机械制造MACHINERY2009，47(11)0次
参考文献(4条)
1.朱学斌.汽车座椅CAD中的强度特性研究[M],长春:吉林工业大学出版社.1998.
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