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摘要：為了滿足汽車對座椅輕量化的要求，提出一種用鎂合金靠背總成及坐盆總成替代原鋼結構骨架的設計方案。該方案中鎂合金靠背和坐盆均為一體式結構，可以減少焊接成本和裝配時間。為了驗證鎂合金靠背和坐盆的結構強度，使用Ls-dyna軟件對座椅骨架進行了FEA分析，結果表明靠背及坐盆應力未超出鎂合金材料許用要求。在保證強度足夠的情況下，新設計鎂合金座椅靠背比原靠背總成質量減輕44.5%，新設計鎂合金座椅坐盆比原坐盆總成質量減輕37.2%，減重效果明顯，可以滿足設計要求。

一、前言

隨著新能源汽車的蓬勃發(fā)展及節(jié)能減排的要求，汽車生產商對輕量化座椅的需求日益增加。目前輕量化座椅常用的減重方法有優(yōu)化骨架結構和使用輕質材料2種，其中優(yōu)化骨架結構一般可以減輕座椅總重的10%～15%，對座椅輕量化提升有限[1]。因此，在骨架上使用輕質材料成為座椅輕量化的一個重要研究方向。

目前可用于輕質骨架的材料有鎂合金、鋁合金、熱塑性塑料和碳纖維增強復合材料等。熱塑性塑料成本低，但是機械性能較差，不可以回收再利用。碳纖維增強型復合材料的機械性能優(yōu)異，但成本較高，現(xiàn)在僅用于部分車輛座椅上。鎂合金和鋁合金價格適中，但是鎂合金延展性和強度較高，耐有機物等的腐蝕性更好，在彈性變形范圍內能承受更大的沖擊載荷[2]。汽車座椅是人體和汽車聯(lián)系的紐帶，其骨架強度直接關系到座椅的使用壽命和駕乘人員的生命安全。為此本文提出設計一種鎂合金座椅，以滿足國內經濟型轎車市場的需求。

二、鎂合金骨架結構設計

目前常用的鎂合金替代設計方法是增加鎂合金板件厚度，以使其擁有鋼板件的強度和剛度。相關研究表明當鎂合金板材厚度為鋼板厚度的1.2倍時可以達到鋼板件相同的強度，當鎂合金板材厚度為鋼板厚度的1.7倍時可以達到鋼板件相同的剛度[3]。因此，可以通過調整鎂合金座椅骨架厚度，使其擁有鋼骨架相同的力學性能。鎂合金的密度約為鋼的2/9，故可以預見鎂合金結構可以減小骨架質量。

汽車座椅具有足夠的強度才能承受不同工況下的載荷，從而避免乘員受到嚴重傷害。骨架是座椅的基礎結構，直接決定了座椅能達到的機械性能。如圖1所示，原始鋼結構座椅骨架主要由靠背總成、坐盆總成、高度調節(jié)器、滑軌總成、調角器等機構組成。原始座椅整體骨架質量為13.56 kg，其中高度調節(jié)器、滑軌總成、調角器為核心安全部件，減重能力有限?？勘晨偝珊妥杩偝芍饕射摪搴托筒钠春付桑に嚬ば驈碗s，對工人技術水平要求高。因此在盡量保留核心安全部件的基礎上，用鎂合金結構替代原靠背總成和坐盆總成，以實現(xiàn)座椅輕量化設計的目的。

圖1 鋼結構座椅

通過分析國內外大量座椅骨架設計并結合鎂合金替代設計經驗，提出鎂合金靠背和坐盆一體成型結構。如圖2所示，鎂合金靠背基本保持了原靠背總成的外廓形狀，并為調角器安裝板和靠背蛇形彈簧預留了相應的安裝孔槽。鎂合金靠背在側板及頂部設計了加強筋以保證擁有足夠的強度。原靠背總成質量為2.56 kg，鎂合金靠背質量為1.42 kg，新設計比原靠背總成質量減輕44.5%。鎂合金坐盆也設計成一體式結構，可以大大減少焊接成本和裝配時間。原坐盆總成質量為2.53 kg，鎂合金坐盆質量為1.59 kg，新設計比原坐盆總成質量減輕37.2%。

三、鎂合金座椅FEA分析

為了驗證設計的鎂合金靠背和坐盆強度，需要對座椅骨架進行計算機仿真分析。鎂合金座椅骨架有限元模型使用Ls-dyna軟件建立。鎂合金座椅骨架有限元模型中靠背采用殼和實體混合單元，坐盆采用實體單元。在座椅骨架裝配體中，焊縫采用剛性單元，螺栓采用剛性單元和梁單元[4]。已知鎂合金材料的工程屈服強度為125 MPa，抗拉強度為248 MPa。

圖2 鎂合金靠背和坐盆

1、安全帶固定點強度分析

按照GB 14167—2013《汽車安全帶安裝固定點、ISOFIX固定點系統(tǒng)及上拉帶固定點》安全帶固定點試驗方法對座椅安全帶固定點強度進行分析，利用模擬安全帶對傷人體模型和下人體模型分別施加13 500 N的試驗載荷，對座椅重心施加一個相當于座椅質量20倍的力，要求在規(guī)定的時間內持續(xù)按規(guī)定的力加載，允許固定點周圍或周圍區(qū)域產生塑性變形，包括部分斷裂或裂紋。

圖3所示為安全帶固定點強度分析結果，從圖上可以看出應力主要集中在靠背上靠近安全帶固定點的位置?？勘匙畲髴?87 MPa，坐盆最大應力為140 MPa，均在鎂合金材料的工程屈服強度和抗拉強度之間。仿真結果表明鎂合金靠背和坐盆均出現(xiàn)了一定的塑性變形但并沒有出現(xiàn)撕裂。

圖3 安全帶固定點強度應力分布

2、座椅坐盆向下強度分析

按照QC/T 740-2017《乘用車座椅總成》前排座椅坐墊向下強度試驗方法對鎂合金坐盆強度進行分析，利用直徑200 mm的壓頭對坐墊加載7 056 N，要求坐盆不得出現(xiàn)裂紋。

圖4所示為座椅坐盆向下強度分析結果，從圖上可以看出靠背上應力很小，坐盆前端應力較大。坐盆最大應力為153.9 MPa，小于鎂合金材料的抗拉強度。結果表明鎂合金坐盆出現(xiàn)了一定的塑性變形但未出現(xiàn)裂紋。

圖4 坐盆向下強度分析應力分布

3、靠背骨架總成強度分析

按照QC/T 740—2017《乘用車座椅總成》靠背骨架總成強度試驗方法對鎂合金骨架強度進行分析，在垂直于假人軀干線方向分別向前、向后加載，加載位置為靠背上橫梁中心位置。試驗要求如下。

1）后向加載時，靠背骨架在1 470 N的負載下不出現(xiàn)塑性變形，在1 764 N的負載下不出現(xiàn)破壞；

2）前向加載時，靠背骨架在1 058 N的負載下不出現(xiàn)塑性變形，在1 274 N的負載下不出現(xiàn)破壞。

圖5所示為后向加載時靠背骨架總成強度分析結果，其中圖5a為加載1 470 N時靠背骨架的應力分布圖，圖5b為加載1 764 N時靠背骨架的應力分布圖。從圖5a上可以看出在加載1 470 N時，靠背骨架上最大的應力出現(xiàn)在頭枕桿附近，最大應力值為125.3 MPa恰好等于鎂合金材料的工程屈服強度。結果說明靠背骨架有塑性變形的風險。從圖5b上可以看出在加載1 764 N時，靠背骨架上最大的應力出現(xiàn)在頭枕桿附近和坐盆側板上方，其中靠背上部最大應力值為127 MPa，坐盆上最大應力值為129 MPa。鎂合金部件最大應力略大于鎂合金材料的工程屈服強度并且小于抗拉強度，說明靠背骨架有塑性變形的風險，但不會出現(xiàn)破壞現(xiàn)象。

圖5 靠背后向加載應力分布

圖6 所示為前向加載1 274 N時靠背骨架總成強度分析結果，從圖上可以看出坐盆上應力很小，靠背上部應力較大?？勘彻羌苌献畲髴?41.5 MPa，小于鎂合金材料的抗拉強度；坐盆最大應力為121 MPa，小于鎂合金材料的工程屈服強度。結果表明鎂合金靠背出現(xiàn)了一定的塑性變形但未破壞。

圖6 前向加載應力分布

4、頭枕靜強度分析

按照GB 11550—2009《汽車座椅頭枕強度要求和試驗方法》頭枕靜態(tài)性能試驗方法對鎂合金骨架強度進行分析，利用模擬人體背部模型向后對座椅靠背施加一個相對于H點373 N·m的力矩，然后在頭枕頂部向下65 mm處對頭枕施加一個相對于H點373 N·m的力矩，若座椅或靠背未損壞繼續(xù)增加負載到890 N，卸載后查看座椅狀態(tài)。試驗要求頭部模型的最大允許后移量應小于102 mm，將頭部模型上初始負載繼續(xù)增加至890 N時，頭枕及其固定裝置不能損壞。

圖7所示為頭枕靜強度分析結果，其中圖7a為在頭枕施加一個相對于H點373 N·m力矩時座椅各部分的位移量圖，圖7b為在頭枕上繼續(xù)增加負荷至890 N時鎂合金骨架應力分布圖。從圖7a上可以看出頭部模型的最大位移為76.8 mm，小于標準要求的102 mm。從圖7b上可以看出靠背骨架上部最大應力為183.1 MPa，靠背下部連接螺栓處最大應力為129.4 MPa，坐盆最大應力為118.9 MPa，小于鎂合金材料的抗拉強度。結果表明鎂合金坐盆出現(xiàn)了一定的塑性變形但未出現(xiàn)裂紋，鎂合金材料有一定的安全余量。

圖7 頭枕靜強度分析結果

FEA分析結果可以得出以下結論。

1）安全帶固定點分析時，鎂合金靠背和坐盆均出現(xiàn)了一定的塑性變形但并沒有出現(xiàn)撕裂，可以滿足標準要求；

2）前排座椅坐墊向下強度分析時，鎂合金坐盆出現(xiàn)了一定的塑性變形但未出現(xiàn)裂紋，可以滿足標準要求；

3）靠背骨架總成強度分析時，鎂合金靠背和坐盆在前、后向加載時均未出現(xiàn)破壞，可以滿足標準要求；

4）頭枕靜態(tài)性能分析時，頭枕的最大位移為76.8 mm。頭枕繼續(xù)增加負荷至890 N時，鎂合金靠背出現(xiàn)了一定的塑性變形但未出現(xiàn)裂紋，坐盆未出現(xiàn)塑性變形和裂紋，可以滿足標準要求。

四、結論

基于座椅輕量化的迫切需求設計了一款鎂合金座椅骨架，然后根據標準要求對座椅骨架強度進行了FEA分析，結果如下。

1）新設計鎂合金靠背和坐盆為一體成型結構，其中鎂合金靠背比原靠背總成質量減輕44.5%，鎂合金坐盆比原坐盆總成質量減輕37.2%，減重效果明顯。

2）FEA分析結果表明，鎂合金靠背和坐盆可以滿足標準強度方面的要求，并且還有一定的安全余量。