基于ADAMS的软垫式座椅动态特性研究

蒋亮亮， 廖龙杰， 刘晓鹏

(南京汽车集团有限公司汽车工程研究院，江苏南京 211100)

0 引言

汽车座椅的动态舒适性与其动态特性有关，动态特性好的座椅，可以极大地提升乘坐感受，减轻乘员长时间乘坐的疲劳感。由于我国没有对汽车座椅的动态舒适性作强制要求，且受到座椅厂商的重视程度以及试验设备的限制，目前汽车座椅主要还是以安全性试验和静态试验为主，舒适性评估主要为汽车平顺性试验，通过主观评价来实现对汽车座椅舒适性的评估，所以开展座椅动态特性研究对于座椅的开发设计以及与不同车辆的动态性能匹配都有着重要的参考意义。

本文作者以某商用车驾驶员软垫式座椅为研究对象，在ADAMS软件中建立了“人-椅”系统动力学仿真模型，在模型得到验证的基础上，利用该模型对座椅系统的动态特性参数进行优化和重新设计，来分析系统优化和改进后效果，从而得到该座椅最优化的方案组合。

1 “人-椅”系统动力学建模

对于汽车座椅，其垂直方向的振动对于乘坐舒适性的影响最大[1]，故文中主要考虑座椅垂直方向的振动。结合对“人-椅”系统模型的研究，建立了一种五自由度“人-椅”模型，其中人体系统为四自由度，由4个质量块组成：

(1)人体头部质量块，包括头部和颈部；

(2)上部躯干质量块，主要包括胸部和肩部；

(3)下部躯干质量块，主要包括腰和腹部；

(4)大腿和盆骨质量块。

各个质量块之间通过弹簧和阻尼进行连接。

由于文中主要讨论驾驶员用软垫式座椅，故座椅系统为单自由度，座椅通过刚度、阻尼系统与车身底板连接。

1.1 “人-椅”系统模型建立

文中研究的软垫式座椅，首先通过SimDesigner软件将座椅的CATIA模型导入到ADAMS中。然后建立人体模型，结合“人-椅”系统动力学模型，对系统模型进行一定的简化，根据座椅各权重关系综合分析，其约束和简化原则如下：

(1)只分析系统垂向振动，不考虑横向和纵向振动，故对垂直方向作平移运动副约束；

(2)座椅座垫等效为弹性阻尼元件，不考虑座垫与骨架、人体与座椅间的相对摩擦力;

(3)各质量块之间只考虑它们的线性特征，主要影响因素为刚度K和阻尼ε值；

(4)各质量块质心方向垂直且重合，不考虑人体乘坐后靠背角与垂向的角度影响。

其中软垫式座椅实物如图1所示，三维几何模型如图2所示。

图1 某商用车软垫式座椅

图2 座椅三维几何模型

根据以上对于人体模型的描述，在ADAMS建立简化后的模型，通过ADAMS刚体模型工具分别建立人体头部质量块、上部躯干质量块、下部躯干质量块和大腿盆骨质量块，并对各质量块属性进行修改，为各质量块添加平移运动副约束，然后各质量块之间添加弹簧阻尼器连接，同时设置弹簧阻尼器的预载、刚度以及阻尼值。人体模型建好后，通过ADAMS移动工具，将人体与座椅模型进行组合，建立五自由度“人-椅”模型，其中人体系统为四自由度，座椅系统为单自由度，“人-椅”系统ADAMS模型如图3所示。

图3 “人-椅”系统ADAMS模型

其中“人-椅”系统模型中的各参数值参考文献[2]，具体参数见表1。

表1 人体系统参数

1.2 座椅系统性能参数确定

影响座椅系统动态特性的参数主要有座椅的刚度和相对阻尼系数，所以为了进一步仿真分析，还需要通过试验来获取座椅系统的相关参数。

文中关于座椅系统性能参数的测定，依据行业标准QC/T 55—1993《汽车座椅动态舒适性试验方法》展开，该标准规定了汽车座椅的静载试验和频响特性试验项目及试验方法，该标准适用于汽车软垫式座椅和悬挂式座椅。

(1)座椅静载试验

通过座椅静载试验可以测定座垫的静刚度值，静载试验设备为液压伺服试验台，试验台配置的线性作动缸，可以实现力闭环或位移闭环的精准控制。静载试验所用座垫加载板为GB/T 11559—1989标准规定的假臀曲面板，其座垫加载板质量为51 kg，按照试验方法规定，测得该座椅的刚度值为42.78 N/mm，座椅静载试验装置如图4所示。

图4 座椅静载试验装置

(2)座椅频响特性试验

座椅的相对阻尼系数是衡量座垫减振性能的重要指标，座椅在受到外界激励后，由于座垫黏弹性的存在，其产生的响应必然滞后于激励信号，这种滞后可以表征为阻尼耗能的能力。测定座椅相对阻尼系数，工程上一般可以通过频响特性试验测定，即对座椅进行外界扫频信号激励，使其产生动态响应，因座椅响应特性与阻尼系数有着密切的联系，通过对响应信号进行处理和分析，来确定座椅的相对阻尼系数。

此次座椅频响特性试验台为MAST多轴振动系统，座椅安装于振动台平面上，其位置与倾角与实车安装状态一致，座垫上方与座椅安装地板分别布置两个加速度传感器，分别为座垫加速度传感器和地板加速度传感器，其中座垫加速度传感器平放于座椅表面，放在座椅上方人体落座后坐骨结节连线的中点。地板加速度传感器布置于座椅正下方的安装地板上，加载板规格、形状同座椅静载试验，加载板载荷中心的铅垂线与座垫载荷中心位置的载荷方向线重合。座椅频响特性试验装置如图5所示。

图5 座椅频响特性试验装置

试验台的激励信号为宽带白噪声，其扫频范围为0.5～20 Hz，振动台面的加速度均方根值为2 m/s2(0.2g)，试验重复进行3次，每次扫频持续时间为5 min，3次测量座椅上的加速度均方根值与其平均值的偏差为2.5%，满足标准规定偏差不大于其平均值±5%的要求，测得该座椅的频率响应特性如图6所示。

图6 座椅频响特性试验装置

根据测试结果可知，该座椅在4.5 Hz左右时有一个共振峰，该频率即为座椅的固有频率，此时可以通过座椅共振频率与半功率带宽，来确定座椅相对阻尼系数，该方法在工程上也称半功率带宽法，其计算公式为

(1)

式中：(fH-fL)为半功率带宽，即幅频特性图上幅值最大A的 0.707倍的两点对应的频率间隔；f0为共振频率，即座椅的固有频率；ε为座椅系统的相对阻尼系数。

通过座椅频响特性试验曲线，可知其试验结果见表2。

表2 座椅频响特性试验结果

综上，通过对该座椅总成进行座椅静载及频响特性试验，可以得到该座椅刚度K值以及相对阻尼系数ε值，另外通过测力计测得该座椅总成的质量ms值,具体参数见表3，为下一步ADAMS虚拟仿真与模型验证提供数据支撑。

表3 座椅总成系统参数

1.3 “人-椅”系统动力学模型验证

为了验证“人-椅”系统模型的准确性，需要对“人-椅”系统动力学模型进行试验对比验证，以确定“人-椅”系统仿真模型的准确性。

模型验证的主要思路：

(1)进行座椅台架试验，试验项目同上节座椅频响特性试验，测得振动台面和座垫上方加速度时间历程信号，从而得到座垫上方加速度响应的幅频特性曲线。

(2)将振动台宽带白噪声驱动信号作为样条信号，在ADAMS软件中对“人-椅”系统模型进行扫频激励，测量仿真模型座垫上方的加速度时域信号，在ADAMS后处理模块中得到座垫上方加速度响应的幅频特性曲线。

(3)最后通过时域信号与频域信号对仿真结果与试验结果进行对比验证，以确定动力学模型的准确性。

由于座椅频响特性试验中所采用的座垫加载板为GB/T 11559—1989标准规定的假臀曲面板，其座垫加载板质量为51 kg，而“人-椅”系统ADAMS模型中人体总质量为55.2 kg，故在此次试验中对座垫加载板进行了配载，以确保试验与仿真状态的一致性。

座椅频响特性试验驱动信号为Mast多轴振动台Sinesweep软件模块生成的宽带白噪声，其扫频范围为0.5～20 Hz，覆盖了人体敏感的振动区间，振动台面的加速度均方根值为2 m/s2(0.2g)，为了确保仿真激励信号与试验一致，采集得到试验台的台面加速度响应信号作为仿真样条信号，以驱动仿真模型，仿真模型扫频驱动信号如图7所示。

图7 仿真模型扫频驱动信号

用ADAMS软件样条函数生成约束驱动作为仿真激励。ADAMS/View 允许采用3种插值方法，即：3次样条曲线拟合、B样条曲线拟合、Akima拟合法。它们对应的函数分别为CUBSPL、CURVE、AKISPL。文中采用样条CUBSPL函数进行约束驱动，其函数表达式如下：

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

式中：1st_Indep_Var 为时间变量time；

2nd_Indep_Var设为0；

Spline_Name为自变量的初始值；

Deriv_Order设为0。

使用样条函数驱动座椅动力学仿真模型，测量模型地板与座垫上方垂向质心位置加速度时域信号曲线，在ADAMS/PostProcessor后处理模块中，对仿真数据进行分析，对测量到的加速度信号进行FFT变换，得到地板与座垫两处加速度幅频特性曲线，下面将通过仿真时域信号与频域信号对仿真结果与试验结果进行对比验证，以确定动力学模型的准确性。

根据模型仿真试验，可测得座垫上方加速度时域信号，其结果与试验台测得的目标信号对比如图8所示。

图8 时域信号仿真与试验对比(28～30 s段)

其中座椅幅频特性曲线仿真与试验结果对比如图9所示。

图9 座椅幅频特性曲线仿真与试验对比

根据仿真与试验结果，其中通过图8时域信号对比分析得知，仿真模型中座垫上方加速度时域信号与试验测得加速度时域信号基本吻合，较好地复现了加速度时域信号，通过图9频域信号对比，整理仿真与试验频响特性结果对比见表4。

表4 座椅频响特性试验结果

对比结果可知，该座椅动力学模型的座椅幅频特性在趋势和量级上都与试验结果基本一致，两者偏差较小，验证了模型的准确性。由于在建模过程中，存在部分假设和理想情况，没有考虑到座椅间的摩擦，以及座椅与质量块之间的压力分布等，但是在仿真与试验结果中，座椅的共振频率基本吻合，且幅值峰值偏差较小，故证明模型建立比较合理，可以利用该模型做进一步分析。

2 座椅动态特性的研究

2.1 动态特性影响分析

目前商用车用软垫式座椅，主要减振系统为座垫和骨架减振弹簧，座椅系统的非线性特性与座垫有很大关系，目前国内外振动舒适性较好的座椅一般都采用高回弹聚氨酯泡沫，不同的配方和密度的高回弹聚氨酯泡沫拥有不同的刚度和减振性能[3]，将直接影响座椅的振动舒适性，座椅的座垫过软，其直接影响合理的体压分布，影响驾驶员坐姿，过软的座垫其刚度也会较低，使得车辆行驶过程中，振动幅度变大，会直接影响驾驶员视线变化过频而感觉到疲劳，如果座垫过硬，不仅体压分布不合理，路面颠簸冲击频率高，同样会使驾驶员产生疲劳感。

对于座椅动态舒适性，座椅的质量、刚度、阻尼以及座椅连接件之间的摩擦力都会影响其振动舒适性，显然，无论对于哪种优化目标，座椅的刚度越小优化结果越好，但是相应的座椅变形量越大，反而会增加人体的不舒适度。因此座椅系统的刚度应该采取最小值限值，而软垫式座椅系统的阻尼系数与其固有特性有关，同时座椅系统质量大时对人体动态舒适性有利，但是考虑到成本和轻量化，其质量也不能太大，另外座椅连接件的摩擦因数越小，对人体动态舒适性越有利。

所以，根据不同车型的车辆的底盘性能特性，匹配合适刚度、阻尼的座椅系统，才能使得座椅具有较好的振动舒适性。

2.2 座椅动态特性参数的优化设计

在“人-椅”系统动力学模型得到验证的基础上，可以利用该模型对座椅系统的动态特性参数进行优化和重新设计，来分析系统优化和改进后效果，从而得到相应的改进和优化措施。如上文分析，影响座椅系统振动舒适性的主要因素为刚度和阻尼，降低座椅刚度K，适当增加座椅的相对阻尼系数ε的方式可改善座椅的传递特性，当然，座椅刚度还存在最小值限值，结合该商用车驾驶室座椅空间布置和适用人群特征，企业规范规定了座椅刚度最小值不低于25.0 N/mm，故将采用正交试验方法，针对座椅垂直方向，取座椅刚度、阻尼两个变量为试验因素，其中刚度因素在其最低限值和现有刚度之间取3个水平，阻尼以座椅刚度最低限值进行分析对比，在原有阻尼基础上每级增加20%水平，进行两个因素九个水平DOE分析，正交试验表见表5。

表5 座椅系统动态特性参数优化正交试验表

根据座椅系统动态特性参数优化正交试验表进行仿真验证，其中相同阻尼，不同刚度对系统振动传递影响曲线如图10所示，相同刚度，不同阻尼对系统振动传递影响曲线如图11所示。

图10 相同阻尼，不同刚度对系统振动传递影响曲线

图11 相同刚度，不同阻尼对系统振动传递影响曲线

由图10可知，当系统相对阻尼不变，座椅系统刚度降低，座椅的固有频率也同步降低，其中当K<34.22 N/mm时，座椅的固有频率低于4 Hz，避开了人体垂向比较敏感的4～8 Hz频率范围;当K=25.0 N/mm时，系统的固有频率为3.2 Hz，同样处于合理范围区间。

由图11可知，当座椅刚度不变，相对阻尼改变，不会改变座椅系统的固有频率，所以可知座椅的刚度决定了座椅的固有频率，相对阻尼较小时，系统的共振峰较大，相对阻尼逐渐增加会使得共振峰降低，即座椅振动传递率进一步降低，但是随着系统相对阻尼的增加，大于6 Hz区域座椅的振动传递率会逐渐增加。

为了找到相对阻尼的合理区间，利用模型仿真，通过座椅振动幅值均方根值进行对比分析，来进一步研究不同阻尼对座椅减振性能的影响，仿真采用ADAMS软件函数库中的SineSweep数学函数进行位移扫频驱动，其函数表达式为SWEEP(time,5,0.0,0.0,20,20,0.01 )，测得座椅上方位移时间历程，计算可得不同阻尼对应见表6。

表6 不同阻尼对应座椅振动幅值均方根值

根据各阻尼条件下座椅各振动幅值均方根值，得出不同阻尼对应座椅振动幅值均方根值(RMS)变化曲线，如图12所示。

图12 不同阻尼对应座椅振动幅值均方根值变化曲线

根据仿真结果可知，当座椅相对阻尼系统进一步增加，即ε>0.36时(6#仿真序列)，座椅系统的振动幅值均方根值趋于平缓，由此说明，相对阻尼的进一步增加，对于座椅系统的减振效果不再明显。

综上可知，座椅的刚度决定了座椅的固有频率，刚度降低，座椅系统的共振峰降低，同时座椅系统的固有频率也跟着降低。座椅系统相对阻尼系数不改变座椅固有频率，但是随着相对阻尼系数的增加，座椅振动传递率进一步降低，当ε>0.36后，阻尼对于座椅系统的减振效果已不再明显。结合仿真结果分析，当该商用车用软垫式座椅刚度K处于25.0～34.22范围，相对阻尼系数ε处于0.12～0.36范围，可以得到动态舒适性较好的匹配效果。其中区间范围内刚度取最小值，阻尼取最大值可获得最佳效果，但是考虑到座垫材料、工艺水平等限制，获得最理想状态的座椅总成具有一定的难度，故该座椅总成的刚度和相对阻尼系数在合理范围内取值均可接受。

3 结论

通过建立“人-椅”系统动力学仿真模型，并验证了模型的准确性，同时对该座椅动态特性参数在仿真模型中进行优化设计，得出以下结论：

(1)座椅系统的刚度应该采取最小值限值设计。

(2)座椅的相对阻尼系数增加，座椅振动传递率进一步降低，当ε>0.36后，阻尼对于座椅系统的减振效果不再明显。

(3)根据不同车型的车辆的底盘性能特性，匹配合适刚度、阻尼的座椅系统，才能使得座椅具有较好的振动舒适性。