Tính toán động lực học thân xe buýt bằng phương pháp phần tử hữu hạn

Đại Học Quốc Gia Tp Hồ Chí Minh TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ TẤN PHÁT TÍNH TỐN ĐỘNG LỰC HỌC THÂN XE BUÝT BẰNG PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN Chun ngành : Kỹ Thuật Ơtơ Máy Kéo Mã ngành: 60 52 35 Khóa: 14 LUẬN VĂN THẠC SĨ TP HỒ CHÍ MINH, tháng 10 năm 2006 CƠNG TRÌNH ĐƯỢC HỒN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH Cán hướng dẫn khoa học : TS Nguyễn Tường Long (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị chữ ký) Cán chấm nhận xét : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị chữ ký) Cán chấm nhận xét : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị chữ ký) Luận văn thạc sĩ bảo vệ HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ LUẬN VĂN THẠC SĨ TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA ngày 13 tháng 01 năm 2007 TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA KHOA HỌC ỨNG DỤNG BỘ MÔN CƠ KỸ THUẬT -o0o NHẬN XÉT LUẬN VĂN THẠC SĨ Tp Hồ Chí Minh, ngày 13, tháng 01, năm 2007 Đề tài : TÍNH TỐN ĐỘNG LỰC HỌC THÂN XE BUÝT BẰNG PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN Học viên thực : Giáo viên hướng dẫn : KS Hà Tấn Phát TS Nguyễn Tường Long MỤC ĐÍCH : - Nghiên cứu cở sở lý thuyết phương pháp phần tử hữu hạn việc giải tóan tĩnh động lực học nhiều vật - Nghiên cứu phương pháp tính tóan kỹ thuật q trình thiết kế thùng xe bt (Thiết kế-Tính tốn-Chế tạo hay Thiết kế-Tính tốn-Mơ ảo-Chế tạo) - Xây dựng mơ hình thí nghiệm ảo cho xe búyt sàn thấp - Một mẫu xe búyt sàn thấp mô dùng phần mềm CAD, MSC.PATRAN/NASTRAN, MSC.ADAMS để mơ tính độ bền, độ cứng theo tiêu chuẩn ngành Việt Nam 22 TCN 302 – 06, ECE Regulation No 66, USA Federal standard No 220 rung động xe tác dụng đến thể người theo tiêu chuẩn ISO 2631-1 :1997 ( bốn vị trí chọn gồm: ghế Tài xế, ghế Hành khách mô vè trước, ghế hành khách mơ vè sau ghế cuối xe) 1) Tính cấp bách đề tài : - Trong việc thiết kế ôtô: Áp dụng CAD-CAE trình thiết kế để rút ngắn thời gian tự động hóa q trình thiết kế xe mẫu, tiết kiệm chi phí thiết kế chế tạo thùng xe búyt giảm chi phí chế tạo mẫu thực thử nghiệm Thiết kế chế tạo thùng xe buýt theo tiêu chuẩn an tòan quốc tế (ISO, ECE…) để hội nhập tăng tính cạnh tranh sản phẩm nước -Tăng cường chất lượng cho phương tiện vận chuyển hành khách công cộng, để đóng góp cho chủ trương khuyến khích phát triển dịch vụ vận chuyển hành khách công cộng nước ta Bên cạnh gợi ý để hịan thiện yêu cầu kỹ thuật “Tiêu chuẩn ngành- phương tiện giao thông giới đường bộ- ô tô khách “ Bộ Giao Thơng Vận Tải - Góp phần thúc đẩy việc sử dụng rộng rãi phần mềm mô động lực học đa vật (Multibody dynamic) nghiên cứu giảng dạy, theo xu hướng tích cực giới 2) Ý nghĩa khoa học: - ý nghĩa phương pháp: Áp dụng phương pháp phân tích động lực học đa vật có kết hợp vật đàn hồi hệ, để phân tích tác dụng dao động vị trí quan tâm Đây phương pháp tiên tiến phù hợp để kiểm tra thực nghiệm Việc mơ hình mơ rõ ràng mơi trường 3D giúp người thực quan sát thay đổi thơng số hình dáng, vị trí kết cấu Và quan trọng thu kết cần quan tâm động học động lực học - Ý nghĩa sức khỏe người: Việc áp dụng tiêu chuẩn dao động ISO 2631-1:1997 hay TCVN 6968:2001 chưa áp dụng nhiều việc đánh giá tác hại dao động tòan thân mà nguyên nhân gây bệnh nghề nghiệp đau vai, đau cổ, đau lưng, buồn nôn, suy giảm tri giác người thường xuyên tiếp xúc với dao động tài xế, công nhân làm việc bên máy móc… 3) Ý nghĩa thực tiễn Dựa lý thuyết phần tử hữu hạn giải tóan động lực học phương pháp số áp dụng phần mềm sẵn có MSC.Patran, MSC.Nastran, MSC.Adams Qua ta ứng dụng hiệu việc thiết kế hệ thống ơtơ (như tính tóan động học, động lực học, ổn định chuyển động lái, phanh, quay vòng), việc thiết kế thỏai mái tiện nghi (như tính tóan dao động) phân tích độ tin cậy (độ bền mõi, tuổi thọ ) Mơ hình thí nghiệm ảo hình thành, từ phương pháp mơ hình phần tử hữu hạn 4) Sự phù hợp phương pháp Hiện nước có đề tài nghiên cứu dao động xe, nghiên cứu chủ yếu quy mơ hình đơn giản 2D để lập phương trình dao động giải như: khối lượng, hệ số đàn hồi, hệ số giảm chấn, bậc tư thấp, tính tóan rời rạc hóa cầu trước cầu sau xe, khơng mơ hình hóa tổng thể xe ( chưa có hỗ trợ máy tính với cấu hình đủ mạnh thời gian qua) Phần lớn, việc giải phương trình vi phân áp dụng phần mềm MAPLE, MATLAB Mặc khác, thiết kế khơng thấy giao diện mơ hình, gây khó khăn thời gian thay đổi tối ưu thông số, không phù hợp với thực nghiệm khơng xem xét biến dạng (flexible-compliance) kết cấu Chưa sử dụng rộng rãi hiệu phần mềm mô động lực học đa vật (Multi-body dynamic) việc tính tóan mơ Do cách tiếp cận phương pháp phù hợp cho việc thiết kế kiểm tra thực nghiệm 5) Kết luận Các kết đạt cách khả thi sở phát triển nghiên cứu chun mơn tính tóan dao động mô kiểm tra thực nghiệm nhiều lĩnh vực khác nói chung tơ nói riêng Đối với ngành vận tải để chuyển giao kỹ thuật công nghệ đến đơn vị sản xuất ôtô có yêu cầu đóng góp nhằm cải tiến chất lượng ôtô tạo tiện nghi thỏai mái cho hành khách Kết cụ thể : - Các kết số gia tốc aW vượt tiêu chuẩn ISO 2631-1:1997, vị trí tài xế hành khách cuối xe Các vị trí cần phải ý để cải thiện độ êm dịu ghế thiết kế lại hệ thống treo ghế nệm ghế - Mơ hình thí nghiệm ảo thu luận văn giúp đa dạng q việc thiết kế mơ hình xe trường hợp hành khách ngồi, nằm, đứng Hơn nữa, việc thực tính tốn độ bền mỏi thơng qua mơ hình thí nghiệm ảo - Luận văn báo cáo hội nghi quốc tế học: “Dynamic analysis of bus by finite element method”, International conference on nonlinear analysis & engineering mechanics today, Institute of Applied Mechanics, Hochiminh City, Vietnam, December 11-14, 2006 Kết : Xuất sắc Xin chân thành cảm ơn “Hội Đồng Bảo Vệ Luận Văn Thạc Sĩ” Giáo viên hướng dẫn TS Nguyễn Tường Long TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA PHÒNG ĐÀO TẠO SĐH BIỂU MẪU CỘNG HỊA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM ĐỘC LẬP – TỰ DO – HẠNH PHÚC Tp HCM, ngày tháng năm 200 NHIỆM VỤ LUẬN VĂN THẠC SĨ Họ tên học viên: HÀ TẤN PHÁT Phái: NAM Ngày, tháng, năm sinh: 18/03/1979 Nơi sinh: TP.HCM Chuyên ngành: KỸ THUẬT ÔTÔ MÁY KÉO .MSHV:013 032 98 I- TÊN ĐỀ TÀI: TÍNH TĨAN ĐỘNG LỰC HỌC THÂN XE BT BẰNG PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN II- NHIỆM VỤ VÀ NỘI DUNG: 1) Nghiên cứu cở sở lý thuyết phương pháp phần tử hữu hạn việc giải tóan tĩnh động lực học 2) Nghiên cứu phương pháp tính tóan kỹ thuật q trình thiết kế thùng xe buýt 3) Một mẫu xe búyt sàn thấp mô dùng phần mềm CAD, MSC.PATRAN/NASTRAN, MSC.ADAMS để mơ tính độ bền, độ cứng theo tiêu chuẩn ngành Việt Nam 22 TCN 302 – 06, ECE Regulation No 66, USA Federal standard No 220 rung động xe tác dụng đến thể người theo tiêu chuẩn ISO 2631-1 :1997 III- NGÀY GIAO NHIỆM VỤ (Ngày bắt đầu thực LV ghi Quyết định giao đề tài): IV- NGÀY HOÀN THÀNH NHIỆM VỤ: 06/10/2006 V- CÁN BỘ HƯỚNG DẪN (Ghi rõ học hàm, học vị, họ, tên): TS NGUYỄN TƯỜNG LONG CÁN BỘ HƯỚNG DẪN (Học hàm, học vị, họ tên chữ ký) CN BỘ MÔN QL CHUYÊN NGÀNH Nội dung đề cương luận văn thạc sĩ Hội đồng chuyên ngành thông qua Ngày tháng năm TRƯỞNG PHÒNG ĐT – SĐH TRƯỞNG KHOA QL NGÀNH (Ghi chú: Học viên phải đóng tờ nhiệm vụ vào trang tập thuyết minh LV) Lời cảm ơn Xin chân thành cảm ơn TS Nguyễn Tường Long tận tình hướng dẫn cung cấp tài liệu cho lý thuyết mô thời gian thực luận văn Nếu khơng có động viên thầy tơi khó lòng hòan thành luận văn Xin cám ơn tập thể phịng Cơng Nghệ thuộc Tổng Cơng ty SAMCO hết lịng giúp đỡ cung cấp thơng số chassis số vẽ thùng xe tham khảo để giúp tơi có số liệu mơ hình để tính tóan Xin cám ơn thầy bạn Bộ môn ôtô- khoa kỹ thuật giao thông động viên giúp đỡ suốt thời gian học Cao học trường Cảm ơn gia đình, người thân, thầy bạn bè động viên giúp đỡ tơi suốt q trình thực luận văn này! Tp.H Chí Minh, tháng 10 năm 2006 Học viên Hà Tấn Phát TÓM TẮT LUẬN VĂN Các kỹ thuật thiết kế bao gồm phân tích phần tử hữu hạn phân tích động lực học nhiều vật thùng xe dùng tính tóan Trong nghiên cứu này, mẫu xe búyt sàn thấp 2/3 nhà sản xuất nước mơ phân tích 3D phần mềm CAD, MSC.PATRAN/NASTRAN MSC.ADAMS Đầu tiên, phân tích phần tử hữu hạn độ bền, độ cứng uốn, độ cứng xoắn hệ số sử dụng hiệu vật liệu khung xe buýt kiểm tra theo tiêu chuẩn ngành Việt Nam 22 TCN 302 – 06, Tiêu chuẩn Trung Quốc, Tiêu chuẩn châu âu ECE Regulation No 66, tiêu chuẩn Mỹ USA Federal standard No 220 Trong việc phân tích tĩnh thùng xe, dùng tải trọng phân bố tòan thùng xe 1,5 lần trọng lượng thùng xe với phần mềm MSC.PATRAN/NASTRAN Kết quả, độ bền, độ cứng uốn độ cứng xoắn hệ số sử dụng vật liệu tối ưu để phù hợp với tiêu chuẩn Và thùng xe buýt tiếp tục tính tóan trường hợp động Chuyển động êm dịu xe buýt vấn đề thiết kế quan trọng Rung động truyền từ bánh xe, trục hệ thống treo đến thùng xe, ghế ngồi hành khách tài xế Theo tiêu chuẩn ISO 2631-1:1997, chuyển động êm dịu đánh giá gia tốc quân phương gia trọng theo tần số theo hướng vị trí cần kiểm tra vị trí chọn chỗ ngồi tài xế, mơ vè trước, mô vè sau cuối xe Thùng xe buýt mơ kết cấu đàn hồi Phương pháp tổng hợp mode dao động vật dùng để kết hợp hệ thống nhiều vật hệ thống treo, bánh xe, trục với kết cấu phần tữ hữu hạn thùng xe Mơ hình phần tử hữu hạn hệ thống nhiều vật kết hợp thành hệ thống cách lựa chọn tập mode dao động phần tử hữu hạn thùng xe nhập vào lắp ráp thành mơ hình phần mềm MSC.ADAMS Chỉ số Gia tốc quân phương rung động theo ISO vị trí quan tâm thùng xe kiểm tra Mơ hình đo cách cho xe di chuyển qua mấp mô hình sin (chiều cao 50mm, vùng tần số từ 0-50Hz, 10 giây) chế độ chuyển động xe nẩy Heave, lắc dọc Pitch, lắc ngang Roll, xoắn Warp Kết số gia tốc quân phương ISO vượt tiêu chuẩn ISO 2631-1:1997 vùng tần số 0,5 đến 80 Hz chỗ ngồi tài xế ghế cuối xe nghiêm trọng chế độ chuyển động Các vị trí cần phải cải thiện kết cấu êm dịu ghế hệ thống đàn hồi ghế, nệm ghế phân bố lại khối lượng thùng xe ABSTRACT Modern design techniques primarily consist of finite element and Multibody Dynamic analysis of the vehicle body in a computational In this investigation, a 2/3 low floor bus body of domestic production has been simulation and analysis in threedimensions by programs of CAD, MSC.PATRAN/NASTRAN and MSC.ADAMS Firstly, Finite element analysis of bus body structure strength, bend stiffness, torsional stiffness coefficient and material use efficiency were examined with standards Vietnam 22 TCN 302 – 06, China standard, ECE Regulation No 66, USA Federal standard No 220 Analysis of the vehicle body, on the static condition 1.5 of vehicle weight loads has been applied to bus body structure as uniform with MSC.PATRAN/NASTRAN software According to the obtained results, bus body structure strength, bend stiffness, torsional stiffness coefficient and material use efficiency have been optimized suitable standards And now bus body structure has been can use for dynamic analysis in next step Finaly, ride comfort of a bus vehicle are critical design features The vibrations are transmitted by wheels, axles and suspension system mounts to the bus body, passenger‘s seats and driver’s seat According to ISO 2631-1:1997 standard, The ride comfort has been defined in terms of the root mean square (RMS) of the frequencyweighted acceleration in the three direction at specific locations in the bus Four locations were used to examine this discomfort: driver's seat, Front wheel arc seat, Rear wheel arc seat and back seat The Bus body has to be treated as an elastic structure Component mode synthesis will be used to combine the Multi Body System of suspension system, wheels, axles with finite element structure ot the bus body The finite element and Multi Body System models are combined to a hydrid system by choiced specific sets of finite element modes which are imported and assembled by the MSC.ADAMS software ISO Vibration RMS acceleration index at comfort locations of the bus body are computed The model is validated against RMS acceleration measured when Bus is passed over swept sine wave bumps (50mm height, 0-50 Hz frequency range, 10s time range) in heave, pitch, roll, warp mode ISO RMS acceleration index results of 0.5-80Hz frequency domain exceed the ISO 2631-1:1997 standard at driver’s seat and passenger back seat seriously Critical locations must be improved comfort seat structure parameters such as seat suspension and soft seat pad Keywords: Bus body structure, strength, torsional stiffness, ride comfort, finite element, multi-body dynamic LUẬN VĂN THẠC SĨ Trang _ MỤC LỤC MỤC LỤC PHẦN MỞ ĐẦU Giới thiệu Mục đích Đối tượng phạm vi nghiên cứu Ý nghĩa khoa học thực tiễn đề tài nghiên cứu .9 Kết luận 10 PHẦN NỘI DUNG NGHIÊN CỨU 11 CHƯƠNG - TỔNG QUAN 11 1.1 Giới thiệu 11 1.2 Nội dung mô 15 1.3 Kết luận Và Hướng phát triển 16 CHƯƠNG - KHẢO SÁT SẢN PHẨM VÀ CÔNG NGHỆ CHẾ TẠO BUÝT TẠI VIỆT NAM 18 2.1 Giới thiệu 18 2.2 Đặc điểm cấu tạo xe buýt nội thành sàn thấp điều kiện hoạt động 18 2.3 Công nghệ chế tạo xe buýt thành phố (nội thành) 20 2.2.1 Phương pháp thiết kế kỹ thuật thùng xe buýt Việt Nam 20 2.2.2 Công nghệ thực 21 2.4 Kết luận 24 CHƯƠNG - PHÂN TÍCH KẾT CẤU THÙNG XE BUÝT 26 3.1 Giới thiệu 26 3.2 Cơ sở lý thuyết phương pháp 27 3.2.1 Trường hợp uốn thùng xe 27 3.2.2 Trường hợp xoắn thùng xe 29 3.2.3 Hiệu Sử dụng vật liệu 32 3.3 Phương pháp số Áp dụng 32 3.3.1 Phương pháp Simple Structural Surfaces 32 3.3.2 Phương pháp phần tử hữu hạn 33 3.3.3 Dùng phần mềm tính tóan Phần tử hữu hạn MSC Patran/Nastran 37 3.3.3.1 Phần tử beam CBEAM 38 3.3.3.2 Phần tử shell CQUAD4 CTRIA3 39 3.3.3.3 Phần tử cứng rigid bar RBE2 42 3.3.3.4 Phần tử khối lượng tập trung CONM2 42 3.3.3 Các giả thuyết 42 3.4 Kết luận 43 CHƯƠNG - PHÂN TÍCH ĐỘNG LỰC HỌC THÙNG XE BUÝT 44 4.1 Giới thiệu 44 4.2 Tiêu chuẩn dùng đề tài 44 4.2.1 Các định nghĩa sở theo [14],[15],[16] 44 4.2.2 Phương pháp đánh giá dao động tòan thân theo tiêu chuẩn 56 4.3 Phương pháp mô tính tóan dùng phần mềm mơ động lực học nhiều vật MBS theo [19] 62 4.3.1 Các tọa độ mode (Modal coordinates) 63 4.3.2 Tính tóan tọa độ mode 65 4.3.2.1 Phương trình chuyển động tổng quát 66 4.3.2.2 ứng dụng lý thuyết Craig Bamton 66 4.3.2.3 Trực giao mode ràng buộc 68 4.3.3 Phương pháp số giải hệ thống nhiều vật đàn hồi 69 4.4 Áp dụng mơ hình tính phần mềm MSC.ADAMS theo [20] 72 4.4.1 ADAMS/FLEX 73 4.4.2 Mơ hình lốp xe SWIFT tire 74 _ Thực hiện: Hà Tấn Phát Giáo viên hướng dẫn: TS Nguyễn Tường Long LUẬN VĂN THẠC SĨ Trang _ 4.4.3 Lị xo (nhíp xe): 77 4.4.4 Bệ thử chuyển động êm dịu trụ 78 4.4.5 Thuật tóan chọn số ISO dùng phần mềm MSC.ADAMS 82 4.5 Phương pháp mô chuyển động êm dịu xe 83 4.6 Kết luận 85 CHƯƠNG - ỨNG DỤNG NGHIÊN CỨU VÀO XE BUÝT NỘI THÀNH SÀN THẤP 86 5.1 Các bước thực 86 5.2 Đặc điểm xe liệu phân tích 86 5.3 Phân tích độ bền thân xe búyt 88 5.3.1 Mơ hình phần tử hữu hạn 89 5.3.2 Tiêu chuẩn tính tóan bền áp dụng 91 5.3.3 Phân tích trường hợp thân xe chịu tải trọng uốn 92 5.3.3.1 Phân tích độ cứng uốn 92 5.3.3.2 Phân tích ứng suất trường hợp uốn 93 5.3.4 Phân tích trường hợp thân xe chịu tải trọng xoắn 94 5.3.4.1 Phân tích độ cứng xoắn 94 5.3.4.2 Phân tích ứng suất chuyển vị trường hợp xoắn 96 5.3.5 Hệ số hiệu vật liệu 99 5.3.6 Kết luận 99 5.4 Phân tích động lực học tô 101 5.4.1 Mơ hình xe cần tính điều kiện đường 101 5.4.2 Tiêu chuẩn ISO 2631-1:1997 áp dụng 108 5.4.3 Mô chuyển động êm dịu 109 5.4.4 Kết Quả Mô 111 5.4.4.1 Trường hợp xe chuyển động Heave 111 5.4.4.2 Trường hợp xe chuyển động Pitch 118 5.4.4.3 Trường hợp xe chuyển động Roll 126 5.4.4.4 Trường hợp xe chuyển động Warp 134 5.4.5 Nhận xét kết kết luận 142 CHƯƠNG - KẾT LUẬN VÀ HƯỚNG PHÁT TRIỂN 145 6.1 Kết luận 145 6.2 Hướng phát triển 147 TÀI LIỆU THAM KHẢO 149 PHỤ LỤC CÁC BẢN VẼ THIẾT KẾ XE 151 PHỤ LỤC BÀI BÁO THAM DỰ HỘI NGHỊ QUỐC TẾ 153 _ Thực hiện: Hà Tấn Phát Giáo viên hướng dẫn: TS Nguyễn Tường Long LUẬN VĂN THẠC SĨ Trang 152 _ Thực hiện: Hà Tấn Phát Giáo viên hướng dẫn: TS Nguyễn Tường Long LUẬN VĂN THẠC SĨ Trang 153 PHỤ LỤC BÀI BÁO THAM DỰ HỘI NGHỊ QUỐC TẾ “NOLINEAR ANALYSIS & ENGINEERING MECHANICS TODAY” TỔ CHỨC TẠI VIỆN CƠ THÀNH PHỐ HỒ CHÍ MINH _ Thực hiện: Hà Tấn Phát Giáo viên hướng dẫn: TS Nguyễn Tường Long Dynamic analysis of the bus by finite element method TAN-PHAT HAa, TUONG-LONG NGUYENb Department of Engineering Mechanics, Faculty of Applied Science, Ho Chi Minh city University of Technology, Ho Chi Minh city, Vietnam a b htphat@samco.com.vn ntlong@hcmut.edu.vn Abstract In this paper, a 2/3 low floor bus prototype of the domestic manufacturer has been verified and analysis ride comfort in three-dimensions Firstly, analysis of the vehicle body on the static condition, 1.5 of vehicle body weight loads has been applied to bus body structure as uniform with MSC.PATRAN/NASTRAN According to the obtained results, bus body structure strength, bend stiffness, torsional stiffness coefficient and material use efficiency have been optimized suitable standards Finally, ride comfort of a bus vehicle is critical design features The finite element and multi-body system models are combined to a hybrid system by MSC.ADAMS ISO vibration root mean square (RMS) acceleration index at comfort locations of the bus body are computed The model is validated against measured RMS acceleration when the bus is passed over half sine wave bumps (50mm height, 0-50 Hz frequency range, 018km/h velocity range, 10s time range) in heave, pitch, roll, warp mode ISO RMS acceleration index results of 0.5-80Hz frequency domain exceed the ISO 2631-1:1997 standard at driver’s seat and back passenger seat seriously Critical locations must be improved comfort seat structure parameters such as seat suspension and soft seat pad Especially, this research becomes basic steps to develop a new low floor bus in future New bus design will use global optimization techniques to improve ride comfort for passengers due to the bus going over road irregularities Keywords: Bus body structure, strength, torsional stiffness, ride comfort, finite element method, multi-body dynamic Introduction Today, bus vehicle designing and manufacturing requires are higher and more innovative which not only reduce time, costs and vehicle weight but also improve vehicle desired performances and characteristics for community benefits, [1]-[3] In Vietnam [4], the urgent issues for automobile companies are how to reduce the time and cost required for developing a new car CAE (Computer Aided Engineering) has been regarded as an efficient way to solve these issues, and as a numerical experiment to replace prototypes and experiments Now it is even capable of optimizing the design parameters to achieve the desired performances For many years, elderly and handicapped people, as well as the average bus rider, have been inconvenienced by the conventional high-floor buses which include steps near the entrance Over the past few years, bus and coach manufacturers, as well as component manufacturers, have recognized this issue and are responding to the trend with newly designed products that may soon make conventional high-floor buses a thing of the past The reasons why an increasing number of transit authorities are opting for the lowfloor approach are revealed through a study by the Transportation Research Board These reasons include: (1) Quicker speed of boarding passengers, which is especially important during heavy traffic times This helps bus operators save time, support schedules and accelerate service.(2) Easier handicap access through the use of flip-out ramps instead of standard lifts In addition to the reduced maintenance required of these ramps, the design meets requirements of the 22 TCN 302 – 06 Vietnam standard, [5] (3) Easier passenger boarding This is especially good for routes with senior citizen centers, schools, hospitals, airports or shopping districts when passengers may be carrying luggage or packages (4) Increased visibility for drivers due to lower windows throughout the bus In general, on the bus bodies that have large window surfaces, if the twist and bending deformations not stay in the definite limits, it can cause problems, i.e the alignment of the door latches are such that doors can not be opened or closed easily, floor deflects under the passengers’ feet it causes passenger insecurity, glasses are broken, the handling characteristics have a detrimental effect According to Bus body torsional stiffness of China standard [6], between the axle shafts is better in the range 1.8– 4.0×104Nm/deg Standards of USA and Sweden have more strict conditions than the ECE, [7] For example, according to federal standards numbered 220 of USA, the ceiling collapse should not be over a determined value 15mm (5 1/8 inch), when uniform load which is 1.5 of vehicle is loaded on the bus ceiling [9] According to Vietnam standard in Bus vehicle design hand book of Bac T Ngo writer [7], window glass frames deflection should not be over a value 4mm [6] The body skeleton density K is an important factor for assessing material use efficiency, which is defined as K=W/L, where W is the body structure mass (kg) and L is the body length (m) If it is small enough, the thickness values and material property parameters, for load-carrying capability can be fully employed, otherwise the material use efficiency might be low In general, the body skeleton density, K, lies in the range 110–170kg/m, and the average is around 139kg/m As the body structure calculation in bus body design, there are various methods, like, Unit load Method in book [7] and The simple structural surfaces method originated from the work of Pawlowski [10] But, these methods are rather complex and troublesome for a complicated problem In addition, especially for the local solutions none of them not give sensitive solutions as well as finite element method In paper, Finite element analysis of bus body structure strength, bend stiffness, torsional stiffness coefficient and material use efficiency were examined with standards Vietnam 22 TCN 302 – 06, China standard, ECE Regulation No 66, USA Federal standard No 220 Analysis of the vehicle body, on the static condition 1.5 of vehicle body weight loads has been applied to bus body structure as uniform with MSC.PATRAN/NASTRAN software According to the obtained results, bus body structure strength, bend stiffness, torsional stiffness coefficient and material use efficiency have been optimized suitable standards And now bus body structure has been can use for dynamic analysis in next step Bus and coach drivers are often required to drive for many and sometimes irregular hours Since the drivers are seated for a long time it can be argued that the most significant element of the driver’s environment is the seat It is known that long hours of seated activity in a dynamic environment can lead to discomfort, fatigue and even injury, mainly in the lower back, the neck and shoulder area This paper will only focus on factors affecting the ride comfort since they play a significant role in how the driver and passenger perceive dynamic comfort in a vehicle This project focuses on how whole body vibrations contribute to discomfort Measurement of whole body vibration was analyzed with ISO 2631-1:1997 standard The vibrations are transmitted by wheels, axles and suspension system mounts to the bus body, passenger‘s seats and driver’s seat According to ISO 2631-1:1997 standard, The ride comfort has been defined in terms of the root mean square (RMS) of the frequency-weighted acceleration in the three direction at specific locations in the bus Four locations were used to examine this discomfort: driver's seat, front wheel arc seat, rear wheel arc seat and seat in the back The Bus body has to be treated as an elastic structure Component mode synthesis will be used to combine the multi-body system of suspension system, wheels, axles with finite element structure to the bus body The finite element and multi-body system models are combined to a hybrid system by chose sets of finite element modes which are imported and assembled by the MSC.ADAMS software ISO vibration RMS acceleration index at comfort locations of the bus body are computed The model is validated against measured RMS acceleration when Bus is passed over half sine wave bumps (50mm height, 0-50 Hz frequency range, 0-18km/h velocity range, 10s time range) in heave, pitch, roll, warp mode ISO RMS acceleration index results of 0.5-80Hz frequency domain exceed the ISO 2631-1:1997 standard at driver’s seat and back passenger seat seriously Critical locations must be improved comfort seat structure parameters such as seat suspension and soft seat pad General Analysis Procedures According to document [15], In order to perform the coupled analysis, the elastic properties of the chassis are imported into the MBS software package Figure 1: Hybrid analysis by import of FE Structures into MBS The representation of the flexible body requires the introduction of so called ‘modal coordinates’ This section contains a brief overview of the underlying theory Within the MBS the position of the elastic body is computed by superposing it’s rigid body motion and elastic deformation The elastic body contains two different groups of nodes (degrees of freedom (DOF)): - Interface nodes (DOF): During the MBS, forces and boundary conditions have to interact with the FE structure on this set of nodes - Interior nodes (DOF): These nodes don’t interact with external forces or constraints The deformations of these nodes are a result of the external applied forces and the dynamic of the system The elastic deformation of all degrees of freedom is approximated by a linear combination of suitable modes The so called ‘Component Modes Synthesis’ turned out as a reliable technique in order to determine such a set of modes The Component Modes contain the static and dynamic behavior of the structure They consist of two families of modes: - Static deformation shapes: Each ‘interface - degree of freedom’ undergoes a unit displacement All other ‘interface - degrees of freedom’ are fixed The resulting shape is called ‘Constraint Mode’ Consequently there are so many Constraint Modes as interface degrees of freedom - Natural vibrations: All ‘interface - degrees of freedom’ are fixed The solution of a classic eigen value problem provides the so called ‘Normal Modes’ In order to get a decoupled set of modes the Constraint Modes and Normal Modes are transformed into a set of ‘orthogonalised Component Modes’ Henceforth it is not possible to distinguish between pure static and pure dynamic modes The ‘orthogonalized Component Modes’ contains both information’s These ‘orthogonalized Component Modes’ are provided by a FE analysis and imported into the MBS The result of the total structure’s MBS is a mode’s share of the total deformation at each time step This share is called ‘Modal Coordinate’ The solution of Lagrange’s equation (1) provides all forces, velocities, displacements and accelerations This equation can only be solved by a numerical algorithm The MBS software ADAMS utilizes a Gear predictor-corrector algorithm The algorithm performs a prediction and a correction step in order to compute the solution The vector of generalized coordinates is used for the Lagrange’s equation d  ∂L  ∂L  ∂ψ  + ⋅λ − Q =  − dt  ∂ξ&  ∂ξ  ∂ξ  T (1) ψ=0 (2) L - Lagrangian, defined as L = T-V T - kinetic energy V - potential energy Ψ - vector of the constraint equations λ - vector of the Lagrange multipliers for the constraints Q - vector of the generalized forces, due to externally applied forces ξ - generalized coordinates Modeling Considerations The chart of static and dynamic analysis process is shown in Fig MSC.PATRAN/NASTRAN Model bus body FE structure and optimize static structure analysis in bend, twist, tortional stiffness ADAMS/Car ride Step 4: Simulate Bus to ride over half sine wave bumps (50mm height, 0-50 Hz frequency range, 0-18km/h velocity range, 10s time range) in heave, pitch, roll, warp mode ADAMS/Flex Step 3: Enable modes of flexible bus body in range from mode to mode 23 < 50Hz MSC.PATRAN/NASTRAN Step 1: Model bus body FE structure and analysis Normal mode ADAMS/Postproccess Step 5: Validation ISO index results Full assembly MBS Bus model MNF file include bus body FE structure with 82 modes ADAMS/Car Step 2: Model MBS include: bus body, suspensions, wheel Figure 2: Chart of static and dynamic analysis process The following assumptions were made for the model: Beam connections were assumed under the usual structural frame assumptions of neutral axis intersection, with full coupling of shear and moments This assumption should accurately represent the stiffness of the joints reinforced with gussets However, where beams are welded to one face of box beam frames, and are not fully integrated at the junctions, junctions, these assumptions will in general lead to a stiffer beam connection than the physical system The material is assumed linear elastic and calculations are performed using linear static analysis with small deformations resulting in constant stiffness predictions Detailed modeling is processed as follows: the generation of a detailed body geometric model using the computer aided design (CAD) and the creation of a mesh using the preprocessor PATRAN, which is then implemented into the FE solver NASTRAN for FE analysis The linear FE model for body structure is shown in Fig.3 It contains 5586 elastic four-noded shell elements (CQUAD4), 40 elastic three-noded shell elements (CTRIA3), 7146 elastic three-noded beam elements (CBEAM), 33 concentrated mass elements (CONM2), 146 Multi-point constraints (RBE2), 13282 nodes and about 69585 DOFs Mass of body skeleton and full bus body structure mode1 are measured 636 Kg and 5908 Kg In the FE model, each member of the body structure uses actual thickness values and material property parameters, material steel, Young’s modulus 2.06×1011 Pa, density 7.85×103 kg/m3, Poisson’s ratio 0.3 and static yield stress 295 MPa Figure 3: Finite element model of low floor bus In static analysis, there are two main loading cases: the bending case, which is the most frequent case in normal use of vehicles, and the torsional case, which generally results in large stress in a bus body The present investigation selects the fully loaded bending case (abbreviated as the ‘bending case’) and the fully loaded torsional case with the front left wheel off the ground (abbreviated as the ‘torsional case’), which are extreme loading cases in actual operation Body self-weight, assembly parts and passenger weight act as the major bending and twist load The loads of the body structural parts are simulated by using a vertical acceleration of 1.5x9.81 m/s2, and the equivalent loads are simulated concentrated mass elements (CONM2) and applied on the corresponding nodes in terms of their individual positions and weights, where the passenger mass is 31×65=1950 kg, the seat mass is 310 kg and the other assembly masses are as follows: engine 800 kg, gearbox 100 kg, fuel tank 150 kg, steering system 100 kg, radiator 50 kg, single wheel 60 kg, clutch 70 kg, compressor 100 kg, battery 70 kg, air conditioning 200 kg In static analysis results, Bus body FE structure are optimized suitable for design standards as bend, twist, tortional stiffness After that, model is prepared for dynamic analysis In Dynamic analysis (ride comfort analysis), the bus model was broken down into sub-systems for front suspension, rear suspension, flexible bus body with ADAMS/CAR The front and rear suspension consists of the axles, dampers, and leaf springs A flexible bus body is necessary to accurately capture the behavior of the vehicle for ride analysis The bus body was modeled in NASTRAN as above static analysis, and the modal content was extracted from the finite element model The flexible bus body had more than 82 modes that had corresponding frequencies over 1000 Hz In ADAMS/FLEX, enabling all of the modes for the flexible bus body was not an option because of the simulation time required Also, the accuracy of the modes at the higher frequencies was not known To keep the simulation time within reasonable limits the normal modes were reduced to 50 Hz (from mode to mode 23) and flexible body damping was set to 10% of critical for both models as paper [13] The first modes are rigid body modes, and ADAMS/Flex disables them by default Because ADAMS/Flex supplies each flexible body with its six nonlinear rigid body degrees-of-freedom, we not need to nor should you include rigid body modes [13] (b) Rear suspension model (on right) (a) Front suspension model (on left) Figure (a) Front leaf spring characteristic (on (b) Front damper characteristic (on right) left) Figure (a) Rear leaf spring characteristic (on left) (b) Rear damper characteristic (on right) Figure In fig 4, the leaf springs for the front and rear suspension were built using a equivalent SAE link model of ADAMS specifically for building leaf springs Leaf spring and damper characteristics obtained with the manufacturer were represented by splines in ADAMS, as outlined in Figs and The tires model of the vehicle have the dimension 8.25R20, rear/front wheels number 2/4 In order to simulate the mechanical behavior of the tire with good accuracy when rolling over uneven road surfaces with a wavelength of about several centimeters, we applied the model SWIFT [13] The SWIFT-Tire model combines a Magic Formula slip force description with a rigid-ring model and has been validated by experiments up to frequencies of 60 -100 Hz Typical applications of the SWIFT-Tire model are: durability studies, ride comfort analysis, chassis control system evaluation (that is, ABS, ESP), and cornering on uneven roads In ADAMS/Car ride, full bus model assembles to a four-post test rig Simulating bus to ride over half sine wave bumps (0-50 Hz frequency range) in heave, pitch, roll, warp mode In all cases, the vehicle increased velocity from to 18 km/h, and the obstacle height was 50 mm in 10s, Fig.7 The test rig is defined by four parts representing the tire pads that support the vehicle The tire pads are constrained to move only in the vertical direction and a displacement actuator, or motion controller, controls their vertical motion The only constraint between the pads and the vehicle's tires is the friction of the tires An analytical function controls the vertical actuators Analytical functions also describe the displacement profile of the actuator in the time domain and they are limited to constant amplitude sinusoidal input that sweeps over a predetermined frequency range in a set amount of time When using the analytical function control, users can use four excitation modes: Heave - All tire pads move vertically in phase Pitch - The front tire pads move 1800 out of phase with the rear tire pads Roll - The left tire pads move 1800 out of phase with the right tire pads Warp - The left-front and right-rear tire pads move 1800 out of phase with the right-front and left-rear pads Figure : A test rig excites the half sine wave function Figure : Full bus model assembles to a four-post test rig Driver seat m/s^2 HEAVE PITCH ROLL WARP Back passenger seat Front wheel arc passenger seat Rear wheel arc passenger seat Figure : ISO aW indexes at measured seats in Heave, Pitch, Roll, Warp mode Results Whole Body Vibration: ISO 2631-1 (1997) identifies a “health guidance caution zone.” For an 10s daily exposure, numerical values defining the zone are: - Below the zone, where aw are less than 3.3 ms-2: “health effects have not been clearly documented and/or objectively observed”; - In the zone, where aw are between 3.3 ms-2 and 5.5 ms-2: “caution with respect to potential health is indicated” - Above the zone, where aw are greater than 5.5 ms-2: “health risks are likely” ISO aw index has to be calculated for each axis x, y and z and the highest frequencyweighted acceleration taken into account for assessment as equation: aW = [(1.4aWx )2 + (1.4aWy )2 + aWz ] (1) The results of the analysis was to evaluate the ride comfort on the driver and passenger under some critical operating conditions (Heave, Pitch, Roll, Warp) ISO aw indexes were shown in figure and compared with ISO 2631-1:1997 standard According to figure 9, the results indicated ISO RMS acceleration indexes exceed the ISO 2631-1:1997 standard at driver’s seat and back passenger seat seriously Critical locations must be improved comfort seat structure parameters such as seat suspension and soft seat pad Conclusions This paper shows the modern process of bus body designing and engineering Firstly, Finite element analysis of bus body structure strength, bend stiffness, torsional stiffness coefficient and material use efficiency were examined with standards: Vietnam 22 TCN 302 – 06, China standard, ECE Regulation No 66, USA Federal standard No 220 Analysis of the vehicle body, on the static condition, 1.5 of vehicle body weight loads has been applied to bus body structure as uniform with MSC.PATRAN/NASTRAN software According to the obtained results, bus body structure strength, bend stiffness, torsional stiffness coefficient and material use efficiency have been optimized suitable to standards Later, bus body structure has been can use for dynamic analysis in next step The objective of the analysis was to evaluate the ride comfort on the driver and passenger under some critical operating conditions (Heave, Pitch, Roll, Warp) The MBS simulation were performed and the results indicated ISO RMS acceleration indexes exceed the ISO 2631-1:1997 standard at driver’s seat and back passenger seat seriously Critical locations must be improved comfort seat structure parameters such as seat suspension and soft seat pad And this research will inform to the manufacturer for prototype modifying Especially, this research become basic steps to develop a new low floor bus in future New city bus design will use global optimization techniques to improve ride comfort for passengers due to the bus going over road irregularities In developments connected with vehicle design, on the situation in which calculation methods are insufficient, FEM is an important way of solution In order to be a real advantage of FEM, it depends on using the own required conditions of the method, using the method correctly and integrating to the developing process of the vehicle as without mistake This conditions are experience persons and also hardware of advanced computer Only FEM is insufficient to develop the vehicle body This method supplies that shortening the developing time, avoiding of the mistaken development So, it supplies the economy of costs of time, material and personnel Moreover, it shows the way of using the new materials with new models as exactly theoretical and so it lights to the new developments as well The results of the calculation must be compared with the experimental solutions on the prototype In the process of building this model, some best practices were learned The most significant is regarding how to handle flexible parts The simulation of a low floor bus has been carried out using a MBS/FE integrated approach This approach was used in order to simplify the analysis, with the following advantages: - The model has proven to be useful in directionally predicting changes in the ride quality It can be used to quickly evaluate changes to the bus configuration - Low computational costs; - Use of an already optimized FE model (strength, bend stiffness, torsion stiffness satisfied safe standards) ; - Possibility to study the dynamic behavior of the vehicle, with the MBS model Future work includes being used to build a fully parameterized bus model The parameterized bus model will be used to quickly build and evaluate other bus configurations The plan is to use these models for ride analysis, durability and the development of a more representative driver seat model; finally, and mainly, validate these MBS/FEA simulations with experimental results References [1] Eric Pesheck, David Nelson, Steve McLellan, Glen Ashdown, “Virtual Prototyping of a Transit Bus to Predict Service Life”, Mechanical Dynamics Ltd., Orion Bus Industries [2] Glen Swanson Product Manager, “ The Effects Of Low-Floor Bus Configurations On Axle Designs”, Worldwide Coach And Bus Meritor Automotive [3] Julian Happian Smith, “An introdution to modern vehicle design” [4] Report “Planning detailed urban bus network in Ho Chi Minh City into 2010”, The South Transportation Research Center; [5] 22 TCN 302 – 06 Vietnam standard; [6] F Lan, J Chen, J Lin, “Comparative analysis for bus side structures and lightweight optimization”, The School of Automotive Engineering, Jilin University, Changchun, People’s Republic of China, Mechanical and Manufacturing Engineering, University of Birmingham, Birmingham, UK [7] Bac T Ngo, “Bus vehicle design hand book”; [8] I.Murat EREKE & Kubilay YAY, “computer-aided design analysis of bus structures”, Faculty of Mechanical Engineering, Technical University of Istanbul, Gümüssuyu 80191, Istanbul, Turkey [9] ECE Regulation No 66, uniform technical prescriptions concerning the approval of large passenger vehicles with regard to the strength of their superstructure [10] Pawlowski, “Vehicle body engineering book” , 1969 [11] MSC.Nastran 2004 Reference Manual [12] ISO 2631-1:1997 standard; [13] MSC Adams help; [14] H S Kim, H J Yim and C B Kim (2002) “Computational durability predition of body structures in prototype vehicle”, International Journal of Automotive Technology, Vol 3, No 4, pp 129-135 [15] P Fischer1, W Witteveen1, M Schabasser2, “Integrated MBS – FE – Durability Analysis of Truck Frame Components by Modal Stresses”,1Engineering Center Steyr, A-4400 Steyr, Austria,, 2Technical University, Vienna LÝ LỊCH TRÍCH NGANG: Họ tên: HÀ TẤN PHÁT Ngày, tháng, năm sinh: 18- 03-1979, Nơi sinh: TP Hồ Chí Minh Địa liên lạc: 268 Lê Thánh Tôn, Quận 1, TP Hồ Chí Minh Điện thọai : 0908 199 182 QUÁ TRÌNH ĐÀO TẠO - 2003 – - Cao học Kỹ Thuật ô tô - máy động lực Ðại học Bách Khoa TP HCM - 1997 -2003 - Ðại học Kỹ Thuật ô tô – máy động lực Ðại học Bách Khoa TP HCM Q TRÌNH CƠNG TÁC Làm việc Tổng Công ty SAMCO - 3/2006 – nay, Chuyên viên phòng Quản lý đầu tư - 12/2003 – 3/2006, Chuyên viên dự án (Dự án nhà máy xe buýt Củ Chi) - 08/2003 – 12/2003, Kỹ thuật xưởng (xí nghiệp SAMCO Thủ Đức) - 05/2003 – 08/2003, Nhân viên thiết kế thùng xe buýt (Xưởng Cô Giang) ... tiến phương pháp phần tử hữu hạn động lực học nhiều vật lập trình phần mềm Trong trình phát triển thiết kế xe, phương pháp dùng phương pháp số giải phần mềm lập trình chưa đủ, phương pháp phần tử. .. bậc công nghệ máy tính phần mềm hỗ trợ lĩnh vực tính tốn mơ Việc mơ tính toán xe buýt phương pháp phần tử hữu hạn mô động lực học nhiều vật giúp giải toán thiết kế tổng thể thân xe kiểm tra lúc... TÍNH TĨAN ĐỘNG LỰC HỌC THÂN XE BT BẰNG PHƯƠNG PHÁP PHẦN TỬ HỮU HẠN II- NHIỆM VỤ VÀ NỘI DUNG: 1) Nghiên cứu cở sở lý thuyết phương pháp phần tử hữu hạn