Tính toán tối ưu thân xe buýt sử dụng phần mềm hyperworks

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HCM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA MAI THANH ĐIỀN TÍNH TỐN TỐI ƯU THÂN XE BUÝT SỬ DỤNG PHẦN MỀM HYPERWORKS Chuyên ngành : Công nghệ chế tạo máy LUẬN VĂN THẠC SĨ TP HỒ CHÍ MINH, tháng 12 năm 2012 CƠNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA - ĐHQG - HCM Cán hướng dẫn khoa học : TS NGUYỄN ANH THI Cán chấm nhận xét : Cán chấm nhận xét : Luận văn thạc sĩ bảo vệ Trường Đại Học Bách Khoa, ĐHQG Tp HCM ngày tháng năm 2012 Thành phần Hội đồng đánh giá luận văn thạc sĩ gồm: CHỦ TỊCH HỘI ĐỒNG TRƯỞNG KHOA CƠ KHÍ i ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP.HCM TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM Độc lập - Tự - Hạnh phúc NHIỆM VỤ LUẬN VĂN THẠC SĨ Họ tên học viên: Mai Thanh Điền MSHV: 10040417 Ngày, tháng, năm sinh: 09/01/1986 Nơi sinh: Long An Chuyên ngành: Công nghệ chế tạo máy Khóa: 2010 I TÊN ĐỀ TÀI: TÍNH TỐN TỐI ƯU THÂN XE BUÝT SỬ DỤNG PHẦN MỀM HYPERWORKS II NHIỆM VỤ VÀ NỘI DUNG:  Tìm hiểu tình hình nghiên cứu đề tài liên quan thực  Tìm hiểu thơng tin, quy trình sản xuất xe bt nhà máy SAMCO  Đo vẽ, dựng hình khung xương xe buýt sản xuất SAMCO  Nghiên cứu thơng tin đầu vào cho việc phân tích tính tốn, tối ưu  Tình tốn phân tích tối ưu mơ hình dựa điều kiện đầu vào  Phân tích kiểm nghiệm kết tối ưu III NGÀY GIAO NHIỆM VỤ : ngày 02 tháng 07 năm 2012 IV NGÀY HOÀN THÀNH NHIỆM VỤ: ngày 30 tháng 11 năm 2012 V CÁN BỘ HƯỚNG DẪN: TS Nguyễn Anh Thi Tp HCM, ngày CÁN BỘ HƯỚNG DẪN (Họ tên chữ ký) tháng năm 2012 CHỦ NHIỆM BỘ MÔN ĐÀO TẠO (Họ tên chữ ký) TRƯỞNG KHOA CƠ KHÍ (Họ tên chữ ký) ii LỜI CẢM ƠN Lời đầu tiên, xin chân thành gửi lời cảm ơn đến Tiến sĩ Nguyễn Anh Thi chia kinh nghiệm, tài liệu quý báu, lời tận tình hướng dẫn suốt thời gian thực luận văn Nếu khơng có hướng dẫn này, tơi khơng thể hồn thiện luận văn Tiếp theo, tơi gửi lời cảm ơn đến ban giám đốc trung tâm Thiết Kế Chế Tạo Thiết Bị Mới tạo điều kiện cho tơi hồn thành khố học thực luận văn Tôi xin gửi lời cảm ơn đến Nhà Máy Ơ Tơ Củ Chi cung cấp thơng tin hữu ích để tơi thực đề tài Tôi gửi lời biết ơn đến ông Vasantha, chuyên gia Hyperworks hoạt động lĩnh vực ô tô hãng Altair hỗ trợ việc thiết lập phân tích kết Kết đạt đề tài nhờ vào giúp đỡ, chia quý báu đồng nghiệp quan Lời sau cùng, tơi xin gửi lời biết ơn đền gia đình, người thân ủng hộ, cỗ vũ tinh thần giúp tơi vượt lên lúc khó khăn suốt thời gian học tập thực luận văn để có kết ngày hơm Xin chân thành cảm ơn iii TĨM TẮT Bài báo trình bày phương pháp tối ưu thân xe khách dùng phần mềm Hyperworks® Các đặc trưng kết cấu thân xe tần số dao động riêng, độ cứng uốn, độ cứng xoắn xác định dùng phương pháp phần tử hữu hạn Trọng lượng khung xe khách giảm thiểu thay đổi chiều dày cấu thành khung xe điều kiện thỏa mãn ràng buộc tần số dao động riêng, độ cứng uốn, độ cứng xoắn sử dụng cơng cụ Optistruct® phần mềm Hyperworks® Kết tính tốn tối ưu cho thấy trọng lượng xe khách giảm đến 11,6% sử dụng phương pháp tối ưu đơn giản Từ khóa: Kết cấu thân xe khách, tối ưu kết cấu ABSTRACT The paper presents the mass optimization approach for coach body using the commercial software Hyperworks® The coach body structure characteristics such as modal frequencies, bending and torsional stiffnesses are numerically determined using finite element method The coach body mass is minimized by changing the thickness of the beams and plates subjected to the constraints on modal frequencies, bending and torsional stiffnesses using the Optistruct® package of Hyperworks® software A mass reduction of 11,6% has been achieved and the final coach body is showed ensuring strength and regidity for representative loading cases Keywords: Coach body structure, mass optimization iv LỜI CAM ĐOAN Tôi xin cam đoan luận văn kết nghiên cứu thực cá nhân thực hướng dẫn khoa học Tiến sĩ Nguyễn Anh Thi trường đại học Bách Khoa Tp Hồ Chí Minh Nội dung luận văn có tham khảo sử dụng tài liệu, thông tin đăng tải tác phẩm, tạp chí trang web theo danh mục tài liệu tham khảo luận văn Tác giả luận văn Mai Thanh Điền v MỤC LỤC Nhiệm vụ luận văn thạc sĩ i Lời cảm ơn ii Tóm tắt iii Lời cam đoan iv Mục lục v Danh sách bảng biểu vii Danh sách hình ảnh viii CHƯƠNG GIỚI THIỆU 1.1 Tổng quan 1.2 Mục tiêu đề tài 1.3 Phương pháp nghiên cứu 1.4 Cách thực 1.5 Bố cục luận văn 1.6 Phạm vi giới hạn đề tài CHƯƠNG TỔNG QUAN XE KHÁCH BGP1 2.1 Đối tượng nghiên cứu 2.2 Khung gầm 2.3 Khung xương 10 2.4 Thiết bị nội ngoại thất 13 CHƯƠNG PHÂN TÍCH TỐI ƯU 14 3.1 Các trường hợp chịu tải xe khách 14 3.1.1 Tải trọng đứng đối xứng 14 3.1.2 Tải đứng không đối xứng 14 3.2 Vấn đề tối ưu kết cấu 15 3.3 Mơ hình 3D 21 3.3.1 Mơ hình khung gầm 21 3.3.2 Mơ hình khung xương 22 3.3.3 Hệ trục toạ độ 23 vi 3.4 Các đặc trưng kết cấu 23 3.4.1 Mơ hình phần tử 23 3.4.2 Tải lực tác động lên khung xương 30 3.4.3 Đánh giá tần số dao động riêng 34 3.4.4 Đánh giá độ cứng xoắn 37 3.4.5 Đánh giá độ cứng uốn 40 3.4.6 Tính bền 43 3.5 Thuật toán tối ưu Optistruct 46 CHƯƠNG KẾT QUẢ VÀ BÀN LUẬN 47 CHƯƠNG KẾT LUẬN VÀ HƯỚNG PHÁT TRIỂN 51 5.1 Kết luận 51 5.2 Hướng phát triển 51 TÀI LIỆU THAM KHẢO 52 PHỤ LỤC 54 PHỤ LỤC 61 PHỤ LỤC 73 PHỤ LỤC 90 vii DANH SÁCH BẢNG BIỂU Bảng 2.1 Thông số kỹ thuật xe khách BGP1 Bảng 2.2 Khối lượng thiết bị lắp đặt khung gầm Bảng 2.3 Vật liệu sử dụng khung xương 11 Bảng 2.4 Khối lượng thành phần khung xương 12 Bảng 3.1 Ràng buộc dùng cho tính tốn tối ưu kích thước 19 Bảng 3.2 Tải lực tác động lên khung xương 30 Bảng 3.3 Bốn tần số đầu gây xoắn uốn khung xương 36 Bảng 3.4 Giá trị chuyển vị điểm đo dọc khung xương 38 Bảng 3.5 Hệ số tải trọng cho trường hợp chuyển động có gia tốc 43 Bảng 3.6 Ứng suất cho thiết kế ban đầu 46 Bảng 4.1 Kết phân tích tối ưu 48 Bảng 4.2 Bảng phân bố khối lượng khung xương sau tối ưu 48 Bảng 4.3 Bảng phân bố khối lượng khung xương sau tối ưu cục 49 Bảng 4.4 Bảng kết tính tốn ứng suất 50 viii DANH SÁCH HÌNH ẢNH Hình 1.1 Quy trình tính toán tối ưu khung xương xe buýt Ấn Độ Hình 2.1 Cấu trúc cuả xe khách Hình 2.2 Vị trí thành phần khung gầm 10 Hình 2.3 Cấu trúc mảng khung xương 10 Hình 2.4 Các thép kết nối bu lông M12 13 Hình 3.1 Tải trọng đứng đối xứng 14 Hình 3.2 Tải trọng đứng khơng đối xứng 15 Hình 3.3 Quy trình tính tốn tối ưu 20 Hình 3.4 Khung gầm mơ hình hệ khung 1D cứng tuyệt đối 21 Hình 3.5 Kích thước bao khung xương 22 Hình 3.6 Tấm thép kết nối với khung gầm bu lơng M12 23 Hình 3.7 Mơ hình 3D khung xương hệ trục tọa độ 23 Hình 3.8 Thiết lập thuộc tính vật liệu HyperMesh 24 Hình 3.9 Định nghĩa tiết diện dầm 1D cho khung gầm 24 Hình 3.10 Mơ hình phần tử khung gầm 24 Hình 3.11 Phần tử 1D 25 Hình 3.12 Phần tử 2D 25 Hình 3.13 Phần tử 3D 25 Hình 3.14 Phần tử tứ giác (Cquad4) tam giác (Ctriad3) 27 Hình 3.15 Mơ hình phần tử 2D tứ giác tam giác 27 Hình 3.16 Phần tử Cpenta6 27 Hình 3.17 Mơ hình phần tử mối hàn 27 Hình 3.18 Vị trí mối hàn thực tế mơ hình 28 Hình 3.19 Phần tử khối lượng thay máy điều hịa 31 Hình 3.20 Bố trí hành khách xe 31 Hình 3.21 Ván lót sàn khung xương 32 Hình 3.22 Vị trí đặt khối lượng hành lý 32 Hình 3.23 Bố trí kính chắn gió 32 83 Luận văn thạc sĩ Chiều dày thiết kế tối ưu: 1.2mm Hình 8.17 khung xương tối ưu với chiều dày 1.2mm Chiều dày thiết kế tối ưu: 1.4mm Hình 8.18 Khung xương tối ưu với chiều dày 1.4mm HVTH: Mai Thanh Điền 84 Luận văn thạc sĩ Chiều dày thiết kế tối ưu: 1.8mm Hình 8.19 Khung xương tối ưu với chiều dày 1.8 mm Chiều dày thiết kế tối ưu: 2mm Hình 8.20 Khung xương với chiều dày mm HVTH: Mai Thanh Điền 85 Luận văn thạc sĩ Chiều dày thiết kế tối ưu: mm Hình 8.21 Khung xương với chiều dày mm Chiều dày thiết kế tối ưu: mm Hình 8.22 Khung xương với chiều dày 4mm HVTH: Mai Thanh Điền 86 Luận văn thạc sĩ Kết phân tích quán tính Trường hợp phanh quay vịng Thiết kế ban đầu Thiết kế tối ưu Hình 8.23 Kết ứng suất cho trường hợp phanh quay vòng HVTH: Mai Thanh Điền 87 Luận văn thạc sĩ Trường hợp phanh Thiết kế ban đầu Thiết kế tối ưu Hình 8.24 Kết ứng suất cho trường hợp phanh HVTH: Mai Thanh Điền 88 Luận văn thạc sĩ Trường hợp quay vịng Thiết kế ban đầu Thiết kế tối ưu Hình 8.25 Kết ứng suất cho trường hợp quay vòng HVTH: Mai Thanh Điền 89 Luận văn thạc sĩ Trường hợp tăng tốc Thiết kế ban đầu Thiết kế tối ưu Hình 8.26 Kết ứng suất cho trường hợp tăng tốc HVTH: Mai Thanh Điền 90 Luận văn thạc sĩ PHỤ LỤC BÀI BÁO TẠI HỘI NGHỊ KHOA HỌC VỀ KỶ THUẬT Ô TÔ, ĐỘNG CƠ VÀ NHIÊN LIỆU THAY THẾ HVTH: Mai Thanh Điền The 2nd International Conference on Automotive Technology, Engine and Alternative Fuels HCMUT, VNUHCM, December 4-5, 2012 Optimization of Bus Body Structure Using Hyperworks Software Mai Thanh Dien1*, Nguyen Minh Tri1, Nguyen Anh Thi2 New Product and Technology Center HCM City University of Technology, Vietnam National University – HoChiMinh City * Email: dienmt@neptech.com.vn Abstract The paper presents the mass optimization approach for bus body using the commercial Software Hyperworks® The 3D model of the bus body structure has been generated from 2D drawings and the actual production at the plant HyperMesh®, used to create the middle surface of the beams and connective plates, 2D mesh elements and set the boundary conditions for FEM analysis The bus body structure vibration frequencies, bending and torsional stiffness are numerically determined using FEM analysis The bus body minimization by changing the thickness of the beams and plates has been done by using Optistruct® A mass reduction of 11.6% has been achieved and final optimized body structure is showed ensuring strength and rigidity for representative loading cases Keywords: Body structure, modal analysis, stiffness, stress, structure optimization Introduction In Viet Nam, most of the bus body structures are designed and manufactured on the basis of past experiences and not on any adequate scientific considerations Because of manufacturing on the basis of past experience, it took a long time to produce and test, the mass of body structure is larger than the use demand This manufacture causes material wasting Application of CAE (Computer Aided Engineering) for analysis and lightweight optimization for bus body structure is considered to solve these problems Today, there are many methods to minimize the mass of body structure as material distribution on structure [6], change steel by lighter materials such as aluminum [2] or change the cross-sectional thickness of the beams and plates [7], [8] The first method is suitable for new design as concept design, the second method is now limited by the production technology of the plant, the last method is suitable for the existing design in production In this investigation, the mass of bus body structure has been carried out by optimizing beam thickness The dimensions of cross-section thickness of the beams and plates 73 is changed must be based on the actual dimensions This paper will firstly look at the structural optimization problem Secondly, the methods used to solve this problem will be described Thirdly, the results and discussions are presented Finally, conclusions and perspective of the investigation are shown Description of bus body optimization problem The 24 seats BGP1 bus is manufactured at a plant in Viet Nam This is suburban bus, drive on normal working condition, the maximum speed limit is 105km/h The chassis and all equipment are bought to assemble, only body structure is made in domestic The body structure has six main frames and many subframes connected together by seam welds All of frames are made from profile steel and there are 567 parts on bus body structure The mass of fully loaded bus is 6890kg, the empty mass of the bus is 4970kg Steels used to produce body structure include: SPCC steel used on square steel and rectangular steel has yield stress 225Mpa CT3 steel used on V and U shape profile steel has yield stress 240Mpa C45 steel used on the The 2nd International Conference on Automotive Technology, Engine and Alternative Fuels HCMUT, VNUHCM, December 4-5, 2012 plate steel has yield stress 360Mpa The mass of body structure is 811.4 kg The main dimension parameters of bus are as follows: 7520mm in length, 2120mm in width, 2910mm in height, wheelbase of 3845mm, front track of 1680mm, rear track of 1525mm The body skeleton density K is an important factor for assessing material use efficiency, which is defined as , where W is the mass of body structure (kg) and L is the wheelbase (m), K = 211kg/m In general, the body skeleton density, K, lies in the range 110 –70kg/m [4] Thus, the mass of current design is higher than standard design and the material capacity has not been fully used, and further design optimization is required to enable a lightweight body structure to be archive More, rely on the characterized analysis results of baseline design as frequencies, torsional stiffness and bending stiffness (presented in next section), these values is higher than requirement of the same bus Bus Structure Optimization Methodology The study carried out reducing the mass of bus body structure by changing the thickness of the beams and plates on body structure This optimal method is suitable for structure in production In size optimization: - The mass of body structure, F(t) is minimized under the natural frequencies, torsional stiffness and bending stiffness constraint The constraint values are determined based on the characteristic analysis results of baseline design (presented in below) The natural frequency is constrained to ensure that the optimal design has natural frequencies is better than the baseline design Typically torsional stiffness for mini bus frames is in the range of 18 -40x10³ N.m/deg [4] From the static results, the torsional stiffness of baseline design is 68x10³N.m/deg, hence constraints were fixed on torsional stiffness not to be more than 40x10³ N.m/deg Lower limit is constrained by the characteristic of natural frequencies and bending stiffness Change in the torsional stiffness reduces the bending stiffness as well; to keep the bending stiffness of optimized design change not much, it was fixed not to be lower than 3846x103N/m The constraints has been carried out as follows: Torsional stiffness < 40x103 N.m/deg Torsional frequency > 11 Hz Bending stiffness > 3846x103N/m Bending frequency > 19 Hz The optimization process is shown as below: - Variable design (t) is the thickness design parameters of the beams and plates on body structure, the value of variable design (t) will be changed by group on each frame to advantage for manufacture The number of variable design is different on each frame because each frame is not the same The number of variable, n, used in this study is the sum of variable on frame, n = 43 - Objective function F(t) is the mass of whole bus structure, it depends on variable design (t) Where, is the density of material which is used on body structure, There are three type of materials used is the volume of each type of beam and plate (there are 14 type of beams and plates on frame) and it is the corresponsive function of thickness of beams and plates, t 74 Figure Detail of the optimization process The 3D model of the bus body structure has been generated using CatiaV5R20 software The 2nd International Conference on Automotive Technology, Engine and Alternative Fuels HCMUT, VNUHCM, December 4-5, 2012 from 2D drawings and the actual production at the plant The CAD model with 567 parts consists of different beams and plates steels connected together by seam welds Six main frames and many sub-frames on body structure was shown as Figure.2 are modeled particularly true The body structure is connected to chassis by bolts which are depicted by RBE2 elements Quality check of all the elements has been performed and mesh is accordingly optimized In analysis, the contact positions between front wheels and rear wheels with the surface of road are constrained the translation degrees of freedom along axis X, Y and Z These degrees of freedom are signed one after other is 1, and Axis X is vertical, axis Y is horizontal, axis Z is along the length of body structure Figure The frames on body structure Each structure has a characteristic of natural frequency and stiffness If the structure has high natural frequency, it has high stiffness and opposite These characteristics are determined by using Finite Element Method, so, 3D model is divided into small pieces which is called element The Cad model in step format is imported in HyperMesh® for the preparation of FE model The middle surface of the tubular beams and connective plates has been generated and different processes of geometric clean-up have been performed step by step in order to get better mesh quality All components have been assigned property and material and they have been organized in different collectors Middle surface of all components are meshed by shell elements (Quad & Tria elements), average size of all the elements has been taken as 10mm Finite element model of complete bus body structure consist of 564815 shell elements The selection type and size element bases on the characteristics of structure and analysis under study In natural frequency and displacement analysis of this investigation, these values increase lower than 4% when size element decreases one half, meanwhile, analysis time will be increase one and half time and memory capacity is required for analyzing is about 300GB Thus, size element used in this investigation is 10 mm, this value is suitable with value which previous research has done [7], [9] Rigid 1D system is used to model chassis Wheelbase, track and radius of wheel 75 Figure 1D chassis The vibration will affect the passenger feeling comfortable during the vehicle travel There are many causes of this vibration as engine, road roughness or mass imbalance, etc With the current design, the engine rigidly mounted to the chassis so the vibrations of the engine impacting on body structure are minimum Chassis is assumed to be absolute rigidity so the vibrations caused by the road roughness impacting on body structure are maximum The road induced frequency are normally less than 5Hz, therefore it is necessary to keep the natural frequency of the body higher than this value in order to avoid the resonance [5] Figure Constrained frequency analysis The 2nd International Conference on Automotive Technology, Engine and Alternative Fuels HCMUT, VNUHCM, December 4-5, 2012 In frequency analysis, the contact positions between front wheels and rear wheels with the surface of road are constrained as Figure.4 From the analysis results, the first vibration frequency is 5.898Hz corresponding to a mild vibration model Considering four natural frequencies cause torsion and bending of the body as follows: determined, KT = 68 x 103 KNm/deg, this value is over the limit range of torsional stiffness for mini bus frames is in the range of 18 – 40x10³ N.m/deg [4] The torsional angle along the length of the body was shown in Figure Table Four natural torsion and bending frequencies No Frequency (Hz) Eigen mode 10.91 First torsion mode 18.22 First bending mode 19.28 Second torsion mode 22.95 Second bending mode The torsion on the bus body occurs when driving over an uneven surface or different bus wheels encounter obstructions at different times This is dangerous case for the working ability of body structure This study researched the torsion stiffness of body structure in the proportional limit of steel material, so, to simplify calculations, the random pair force F=5000N will be set in the vertical plane through the front axle of the bus These forces are located for both sides Two rear wheels and one point on the chassis are constrained to limit the degrees of freedom as Figure Figure Constrained torsion stiffness analysis From displacement result chart and torsion Figure Variation of Angle of twist along the frame length Bend on bus body occurs when the both front wheels or the both rear wheels encounter an obstruction simultaneously This is dangerous case for the working ability of body structure, too This study researched the bending stiffness of body structure in the proportional limit of steel material, so, to simplify calculations, the pair force F=2000N will be set in the vertical plane through the middle point of the vehicle, all of wheels is constrained to limit six degrees of freedom as Figure Figure Constrained bending stiffness analysis From stiffness function, , where, is torque caused by the random pair force (N.m), is the torsional angle between line through two measure points in plane of front axis and line through two measure points in plane of rear axis (deg) The torsional stiff value is 76 displacement result chart and bending stiffness function, , where, F is the sum of forces along X direction (N), is max displacement belong to force direction (m) The bending stiffness value is determined, KB = 4405 x103 N/m, this value is high and The 2nd International Conference on Automotive Technology, Engine and Alternative Fuels HCMUT, VNUHCM, December 4-5, 2012 suitable when the first bending frequency is rather high (18.22Hz) Deflection along the length of the body is shown in Figure Displacement on right side is larger than left side because right side has door so it is weaker than left side plates, constraints The mass and torsional stiffness cannot reduce lower because the thickness of beams and plates is minimum within dimension of material commodity The following table shows the results from size optimization Characterized analysis results of base design show that the first natural frequencies which cause torsion and bend is fairly high, the torsional stiffness and the bending stiffness is higher the standard values Therefore, these values can be reduced to archive objective optimization while ensuring rigidity and strength Figure Mass convergence chart Table The results from size optimization Mass Torsional Torsional Bending Bending (kg) frequency stiffness frequency stiffness (Hz) (Nm/deg) (Hz) (N/m) Figure Variation of Vertical deflection along the frame length Gradient Based optimization algorithm is applied on Optistruct® to search minimum variable design, t, of objective function F(t) while obtaining the optimal values of frequency, torsion stiffness and bending stiffness with a violation when compare with the constraints Results and discussions Reduction of the mass of bus body structure has carried out by size optimization that based on the characteristics of structure Mass convergence is established after 10 iterations by Gradient based optimization algorithm Workstation machine with Ram 12GB, CPU 3.33Hz used for analysis and it take 37 hours to finish According to the optimal result, the mass of body structure has been reduced by 23.8% (618.4kg) The frequencies and stiffness constraints are not achieved The optimization algorithm has researched the minimized mass value within limit thickness of beams and 77 Baseline 811.4 design Optimized 618.4 design Percentage -23.8 change (%) 10.91 68.103 18.22 4405.103 10.63 49x103 17.84 3454.103 -2.56 -27.9 -2.08 -21.5 The mass of body structure changed on each frame is not equal The mass has been decreased so much on little loaded frames and the largest change focus on front floor to 35.66% The mass of tool box, welds and connective plates has not been changed because variables on these components are fixed Bus body structure model is redesigned after optimal analysis based on material capacity of the plant The mass of it is 716.7 kg Stress analysis for some motion cases with acceleration to evaluate the stress of base design and optimal design Glasses, door, chairs, passengers, luggage and other components have been considered as lump load and are modeled using RBE2 and mass element Dynamic load coefficient G [1] is set on model for four different cases as: braking, cornering, acceleration, braking and cornering The 2nd International Conference on Automotive Technology, Engine and Alternative Fuels HCMUT, VNUHCM, December 4-5, 2012 Table Mass reduction in body structure No Frame assemblies Front frame Back frame Left frame Right frame Top frame Main frame Front floor Stair case Box frame 10 Back floor 11 Weld Connective 12 plate Mass total Baseline mass (kg) Optimized Percentage mass change (kg) (%) 78.72 53.8 -31.64 35.8 105.4 -34.07 -22.39 104.2 83.9 -20.82 -20.32 44.45 13.08 10.82 43.3 4.2 114.2 28.6 9.3 10.8 27.8 4.2 -23.61 -35.66 -28.46 -35.80 40.40 40.4 811.4 618.4 23.8 54.34 135.8 131.6 105.3 149.5 Table Dynamic load coefficient in different cases Case Braking Acceleration Cornering Braking and cornering X direction -1G -1G -1G Y Z direction direction -0.75G 0.5G 0.75G -1G 0.75G Braking Acceleration Cornering Braking and cornering Baseline design 195 MPa – main frame 198 MPa – main frame 257 MPa – main frame 210 MPa – back floor So, after redesign and local optimization, the mass of bus body structure has been increased when comparing to optimized design but still decreased to 11,6% The mass of main frame has been increased to 5.42% compare to baseline design because main frame is mainly loaded component (Table 6) Table Weight Reduction in body structure after local optimization No 10 11 Frame assemblies Front frame Back frame Left frame Right frame Top frame Main frame Front frame Stair case Box frame Back frame Weld Connective 12 plate Mass total Baseline mass (kg) 78.72 54.34 135.8 131.6 105.3 149.5 44.45 13.08 10.82 43.3 4.2 Optimized Percentage mass change (kg) (%) 64,99 -17.42 44.71 -17.66 111.8 -17.67 110.5 -16.03 94.27 -10.47 157.6 +5.42 34.92 -21.44 9.34 -28.15 10.82 33.19 -23.35 4.2 40.40 40.40 811.4 716.7 11.6 -0.75G Table Stress results for all load cases case decrease Table show the stress values of baseline design and local optimized design Local optimized design 225 MPa – main frame 244 MPa – main frame 230 MPa – front floor 246 MPa – main frame The contact positions between front wheels and rear wheels with the surface of road are constrained appropriately in four cases According to analysis result, concentration stresses on the main frame of optimized design are more upper than baseline design and higher than proportional limit of steel material Carry out local optimization by increasing the thickness of beams on main frame Stress analysis result show that concentration stresses on main frame after local optimization 78 The contact positions between front wheels and rear wheels with the surface of road are constrained appropriately in four cases According to analysis result, concentration stresses on the main frame of optimized design are more upper than baseline design and higher than proportional limit of steel material Carry out local optimization by increasing the thickness of beams on main frame Stress analysis result show that concentration stresses on main frame after local optimization decrease Table show the stress values of baseline design and local optimized design So, after redesign and local optimization, the mass of bus body structure has been increased when comparing to optimized design but still decreased to 11,6% The mass of main frame has been increased to 5.42% compare to baseline design because main frame is mainly loaded component (Table 6) The 2nd International Conference on Automotive Technology, Engine and Alternative Fuels HCMUT, VNUHCM, December 4-5, 2012 Conclusions and perspective Reduction of the mass of bus body structure has been carried out by size optimization that based on the characteristics of structure while ensuring rigidity and strength The structure will be carried out with the rollover analysis to verify the safety of structure The mass of structure can increase more than this optimization result References [1] Pawlowski J Vehicle body engineering, Business Books, 1969 [2] M Saito, S Iwatsuki, K Yasunaga, and K.Andoh Development of aluminium body for the most fuel efficient vehicle JSAE, 21:511516, 2000 [3] Yijun Liu, Introduction to Finite Element Method, University of Cincinnati, U.S.A, 2003 [4] F Lan, J Chen, J Liu, Comparative analysis for bus side structures and lightweight optimization, China, 2004 [5] Santosh B Belure, Satish S Kadam, S B Wadkar, Criticality Analysis of Passenger Bus 79 Body Structural Design Using Finite Element Method, India, 2005 [6] GAO Yunkai, ZHOU Xiaoyan,YU Haiyan, Topological Optimization for Body Structure of City Bus, China, 2010 [7] Harmeek Singh, Optimization of bus body structure using Optistruct, India, 2010 [8] B.L Boada, A Gauchia, M.J.L Boada, V Diaz, A genetic-based optimization of a bus structure as a design methodology, Carlos III University, Spain, 2007 [9] Pankaj Chandna, Gian Bhushan, V.P Singh, Devender Kumar, Amit Kumar, Finite Element Analysis of A Bus Body Structure Using CAE Tools, Mechanical Engineering Dept, NIT, Kurukshetra, Hyperworks Technology Conference 2008 [10] Tran Huu Nhan, Phan Dinh Huan, Pham Xuan Mai, Studying on Optimization of Body Structure, Ho Chi Minh City University of Technology, 2005 [11] Nguyen Huu Can, Du Quoc Thinh, Pham Minh Thai, Nguyen Van Tai, Le Thi Vang, Theory of Automotive & Tractor, Publishing of Science & Technology, 2005 ... máy tính, tính tốn số kỹ thuật tính tốn tối ưu hồn tồn tính tính tối ưu kết cấu xe khách dùng kỹ thuật tính tốn tối ưu máy tính Việc ứng dụng tính tốn tối ưu vào giai đoạn thiết kế mang lại lợi... TÀI: TÍNH TOÁN TỐI ƯU THÂN XE BUÝT SỬ DỤNG PHẦN MỀM HYPERWORKS II NHIỆM VỤ VÀ NỘI DUNG:  Tìm hiểu tình hình nghiên cứu đề tài liên quan thực  Tìm hiểu thơng tin, quy trình sản xuất xe buýt. .. đề tài tối ưu hoá khung xương nhằm đạt độ cứng vững giảm trọng lượng Thuật toán tối HVTH: Mai Thanh Điền Luận văn thạc sĩ ưu thực phần mềm Matlab, phân tích tính tốn tối ưu thực phần mềm Ansys,