NJ2045长轴距军车车身结构分析及优化设计

107 NJ2045 长轴距军车车身结构分析与优化设计 南京依维柯汽车有限公司 朱正林 吴 明 孙 军 韩冬保 东 南 大 学 孙庆鸿 朱壮瑞 摘 要 本文主要论述了在研究、开发南京依维柯 NJ2045 长轴距军车车身过程中，利用高级三维设计 软件 CATIA 对车身结构进行详细建模；结合整车实际典型运行工况，通过分析软件 ANSYS，对车 身结构进行有限元模拟分析；根据分析结果，对车身结构进行动态优化设计，使车身结构满足整 车越野性能要求；为企业在短周期内高效、低成本开发出新的车型提供了可靠手段。 叙词：优化设计 有限元 车身 1．引言 随着国防建设的加大，为满足将来现代化 局部快速战争需要，迅速提升军队车辆装备实 力，军队对车辆性能要求是越来越高。因此， 开发出高性能军车产品，满足军队日益增长的 多方面实际需要，是企业对国防建设应做的贡 献。在此情况下，南京依维柯汽车有限公司为 更好地满足军方需要，扩大军车产品选型范 围，根据军方要求，在 NJ2045 短轴距（轴距 P2800）军车的基础上，开发了 NJ2045 长轴距 （轴距 P3310）军车，使 1吨级 NJ2045 军用越 野车形成多品种、系列化，满足军队对该车型 宽大空间的要求。 在开发了 NJ2045 长轴距（轴距 P3310）军 车过程中，为确保企业在短周期内高效、低投 入地开发出该车型，借用目前国际行业上通用 流行的大型三维设计软件 CATIA 和分析软件 ANSYS 对车身结构进行 CAD 设计及静动态模拟 分析、优化设计是一条行之有效的方法。具体 过程可简单概括为，以 NJ2045 长轴距军车车 身为研究对象，建立 NJ2045 长轴距军车车身 零部件结构有限元模型，对车身结构进行动、 静态特性分析；通过分析，使车身结构薄弱环 节提前显露，针对薄弱环节进行改进、加强， 或改变结构参数、材料特性，即对车身结构进 行优化设计；结构优化后再进行分析，寻找和 解决车身结构局部变形或不合理处的原因和 方法，并进行结构修改与优化设计，以获得具 有最佳抗震性能和越野性能车身结构，最终使 车身结构设计完全符合整车越野性能要求。 2．NJ2045 长轴距军车车身结构及设计特 点 根据 NJ2045 长轴距军车整车#设计#， NJ2045 长轴距军用越野汽车主要是参照意大 利 IVECO 公司 P3200 轴距军用越野汽车技术， 借鉴南京依维柯公司 NJ2046 型长轴距军用越 野汽车开发经验，利用 IVECO 汽车各主要总成 （特别是车身总成）可自由组合的模块化设 计、制造技术的优势，设计了轴距为 P3310， 有两种后悬长度（即两种整车总长）NJ2045 长 轴距系列车型，本次研究的对象是 NJ2045 长 轴距短后悬车型。 NJ2045 长轴距军用越野汽车车身设计思 路是，在 NJ2045 短轴距（P2800）车身的基础 上进行加长而成。车身结构特点是低顶全金属 冲压焊接结构，整体金属车门与门框形成一个 整体的厢式空间，两側各有三扇开启式側窗， 后部为对开门，前风窗为固定式曲面全景玻 璃。 NJ2045 长轴距军用越野汽车车身在具体 设计制造中，由于考虑到实现制造方面的工艺 要求，充分利用现有工艺方案，根据车身系列 化、化、通用化设计的原则（即车身设计 “三化”原则），NJ2045 长轴距军用越野汽车 108 车身设计制造是以依维柯 A40 原设计为基础， 进行结构上模块组合，车身主要设计制造方案 是： 1、车顶由原来 IVECO A40 客车的高顶车 改制为低顶，并为金属顶； 2、车身比 A40 车身短 350mm，通过截短轮 包后的侧护板、后地板、顶盖等部件而成； 3、车架厚度由 4mm 改为 5mm，同时改变车 架材料； 4、侧壁新增了一根加强横梁； 5、低顶顶骨架的中心位置分别在车身坐 标 X为 1040，2328.2，3501.6 及 4255.8 处。 NJ2045 长轴距军用越野汽车车身是非承 载式车身，载荷主要由车架承担，但是在实际 中，由于车架并非绝对刚性，所以车身在一定 程度上承受着由车架弯曲和扭转变形所引起 的载荷。NJ2045 长轴距军用越野汽车身与车架 的连接方式为柔性连接，车架对整车的抗弯扭 特性起着主要的作用，路面激励是通过悬挂、 车架、车架与车身的连接部位传递到车身上， 因此，连接部位结构对整车及车身的刚度影响 是比较大的。 有限元法是近代随着高速电子计算机的 广泛运用而发展起来的一种新兴的数值计算 方法，它尤其适用于计算大型复杂结构。由于 NJ2045 长轴距军用越野汽车特殊性能要求，决 定了其车身必须具有足够的强度与刚度，以满 足军车整车的越野性能需要，因此很有必要对 NJ2045 长轴距军车车身进行有限元分析，根据 分析所得出的变形、内力或动态参数来修改车 身结构，而后再进行分析，最后确定能够满足 整车越野性能要求的最佳车身结构。 3．NJ2045 长轴距军车车身有限元建模、 计算分析及优化设计 NJ2045 长轴距军车车身在研制开发和定 型设计中，为确保车身结构的可靠性，很有必 要对车身结构进行全面验证分析，这对于车身 结构改进和整车性能提高，具有十分重要的意 义。传统的汽车车身开发过程中，对结构设计 验证分析完全是依赖实际样车试验及经验类 比方法，这样一来，使得整车车身的开发周期 长、费用高，由于车身结构很复杂，因此，这 种结果不是很准确。随着计算机及有限元技术 的发展及广泛使用，传统方式遇到挑战，汽车 车身结构设计分析现在遂步变为用计算机分 析软件模拟分析，时间短、效率高、费用低、 准确率高是计算机分析软件的极大优势，能使 设计人员在分析过程中及时发现结构是否合 理，车身强度与刚度是否可靠，根据分析结果 及时对车身结构进行动态优化设计，这为企业 在短时间内开发出适应市场的产品创造了有 利条件，也为汽车设计人员快速设计提供有效 手段。 3．1 NJ2045 长轴距军车车身有限元建模 对 NJ2045 长轴距军车车身进行有限元建 模，为确保分析结果的准确率，必须在大容量 计算机工作站上，基于大型动态优化设计分析 软件 ANSYS，采用能精确反映车身结构动力学 特性的壳为主，建立了有 30793 个壳单元、 24 个梁单元、16 个弹簧阻尼单元和 55 个质量 单元，并由 166 个构件组成的精确车身结构的 有限元模型。由于车身动态优化设计技术与软 件具有复杂曲面的造型优势和全参数全相关 设计特点，结合前期试验模态分析获得的经验 和技巧，NJ2045 长轴距军车车身有限元模型准 确性和计算精度是比较高的。 图 1 是 NJ2045 长轴距军车车身有限元模 型。 图 1 NJ2045 长轴距军车车身有限元模型 NJ2045 长轴距军车车身有限元模型所选 用材料的特性如下： 弹性模量 E=2.05E11Pa 剪 切 模 量 G=8E10Pa 密度ρ=7.8E3 3m Kg 泊 松 比 σ =0.28 重力加速度 g=9.8 2s m 。 整个有限元模型的计算自由度约为 15 万 个左右。 有限元计算的第一步是结构的模型化，即 将工程问题离散为有限元计算模型。而模型化 109 的关键是选择合适的单元来模拟结构。NJ2045 长轴距军车车身是现代轻量化设计的车身，其 结构的基本拓朴形式可归类于自重最轻、抗载 荷能力最强的壳类结构。它的大部分构件是由 优质深冲薄钢板冲压、焊接而成。在动力学建 模时，选用有限元单元类中的壳体单元描述其 力学特性是最为合理的。较之梁单元、板单元， 壳单元由于结合考虑了结构单元中间面上的 平面刚度、弯曲刚度以及曲率效应，因此其具 有更高的计算精度。另外，由于采用了壳单元， 就可以用与实际几何形状基本类似的有限单 元来模拟车身结构部件之间的连接，而不是仅 用节点来连接，相对也较好保证了车身部件连 接局部范围应力的计算精度，这是本次车身结 构分析的一大突破。 3．2 NJ2045 长轴距军车车身有限元计算 分析及结构优化 NJ2045 长轴距军车车身有限元计算分析 的目的是，通过有限元建模及车身静动态典型 工况模拟分析，找出车身结构的薄弱环节，即 应力集中区，也就是军车车身在实际运行中很 有可能出现开裂的部位，针对这些薄弱结构， 提出相应的加强改进措施，即对车身结构进行 优化设计，并对比分析改进后的结果，最终使 车身结构处于最佳合理状态。 NJ2045 长轴距军车车身有限元计算分析 思路是，由于该车身为非承载式车身，车架对 整车的抗弯扭特性起主要作用，路面激励通过 车身与车架的连接部位传递到车身上，连接部 位结构及其连接方式对整车及车身的刚度影 响是很大的，因此，有必要针对这些重要因素 来进行车身分析。 结合上述分析思路，NJ2045 长轴距军车车 身有限元计算分析具体过程主要体现在如下 几个方面： 1、车身连接为柔性连接，调整柔性连接 的刚度，既优化柔性连接减震橡胶刚度（K）， 分析其对车身抗弯扭特性的影响； 2、改变地板横梁的槽深、槽宽尺寸，既 优化地板横梁的结构，分析这些因素对改善车 身及横梁的变形和应力分布状况； 3、改变地板横梁与车架支承螺栓连接位 置，使螺栓连接位置适当的调整，分析这些因 素对改善车身及横梁的变形和应力分布状况； 以上三个方面分析的主要工况包括：模态 分析，静态弯曲工况分析，一轮悬空工况分析。 以下就是结合具体工况，对每个方面的方 案进行详细分析，及时发现车身的薄弱之处， 对车身结构进行优化设计，以获得最佳车身结 构状态，完全满足整车性能要求。 3．2．1 改变柔性连接减震橡胶刚度 NJ2045 长轴距军车车身连接方式是车身 通过减震橡胶与车架相连的柔性连接，减震橡 胶性能即减震橡胶刚度（K）对车身刚度有直 接的影响。通过改变柔性连接减震橡胶刚度 （K），此时，车身连接仍为柔性连接，调节减 震橡胶刚度（K），对车身结构进行分析，根据 分析结果，能选择出对车身刚度提高有益的最 佳刚度（K）值。 在减震橡胶性能要求中，定实常数 99、101 对应为减震橡胶材料的径向刚度，实常数 100 对应为其垂直方向抗压刚度，考虑到整车车身 在实际路面上运动时，减震橡胶的橡胶材料主 要承受垂直方向的拉压载荷，受剪切工况较 少。因此，主要调整其实常数 100，即减震橡 胶的垂直方向上的刚度(见表一)，结合具体工 况，分析其对车身刚度特性的影响。 表一 橡胶垂直方向刚度（K）变化表。 单位：N/mm 1 2 3 4 实 常数 99 1000 1000 1000 1000 实 常数 100 800 1000 1200 1400 实 常数 101 1200 1200 1200 1200 一：模态分析 对车身进行模态分析，根据车身模态的频 图 2 第一阶固有振型（K =800 N/mm） 110 率响应值，是判定车身强度与刚度是否满 足整车要求的有效方法之一。根据实常数 100 变化的情况，分别选取橡胶垂直方向刚度（K） 为 800 N/mm、1000 N/mm、1200 N/mm，对比每 种状态的前两阶固有振型及频率值，根据分析 结果，可以看出车身结构刚度变化趋势。图 2~ 图 7 是固有振型频率响应图 图 3 第二阶固有振型（K=800 N/mm） 图 4 第一阶固有振型（K=1000 N/mm） 图 5 第二阶固有振型（K=1000 N/mm） 图 6 第一阶固有振型（K=1200 N/mm） 图 7 第二阶固有振型（K=1200 N/mm） 频率响应值统计对比见表二。 表二：频率响应值 K=800 N/mm K=1000 N/mm K=1200 N/mm 第 一 阶 频 率 Freq（Hz） 12．653 13．870 16．709 第 二 阶 频 率 Freq（Hz） 16．976 17．262 19．598 通过以上对比分析得知，对应的固有振型 是大致相同的，车身各阶频率值随着减震橡胶 的垂直方向上的刚度（K）增大都有所提高。 这表明车身结构的强度与刚度得到明显增强， K=1200 N/mm 对车身结构是最有益的。当减震 橡胶的垂直方向上的刚度 K=1400 N/mm 时，连 接方式与刚性连接相似，但是，这样不利于整 车的平顺性和舒适性的提高，因此，K=1400 N/mm 是不可取的。 二：静态弯曲工况分析 整车静态弯曲工况是一种比较典型的工 况，通过整车静态弯曲工况分析，其主要目的 是获得车身结构整体的抗弯特性。此时，根据 上述模态分析结果，车身连接的减震橡胶的垂 直方向上的刚度选取 K=1200 N/mm。在静态弯 曲工况下，其主要载荷为车身本身的自重。 具体约束方式为：在车架上对应于左前、 右前、左后及右后四个轮胎的位置处，分别约 束节点的 UY、UZ；UZ；UX、UY、UZ；UX、UZ。 （其中：UX、UY、UZ 分别为车身前进方向、侧 向及垂直方向的平动自由度）。 图 8~图 9 是其变形、应力图。 8 静态弯曲工况下的变形云图 图 9 静态弯曲工况下的应力分布云图 111 同时，对 K=800 N/mm、K=1000 N/mm 另外 两种状态来进行分析（图略），最后结果见表 三。 表三：变形和应力值 次数 实常数 99 （N/mm） 实常数 100 （N/mm） 实常数 101 （N/mm） 最 大应力值 （Mpa） 最 大变形值 （mm） 1 1000 800 1200 134.084 3.066 2 1000 1000 1200 133.387 3.029 3 1000 1200 1200 132.9 3.003 从表三可以看出，随着减震橡胶的垂直方 向刚度 K的增加，即由原来的 800N/mm 增加为 1000N/mm 和 1200N/mm，整车上最大应力值分 别下降了 0.697MPa 和 1.184Mpa，最大变形值 分别下降了 0.037mm 和 0.063mm，所以， K=1200N/mm 对增强车身抗弯能力是有利的。 三：一轮悬空工况分析 一轮悬空工况是军车实际行驶中一种比 较典型恶劣的工况，当军车通过凹凸不平的路 面时，即表现为此工况，军车车身在该工况下 主要承受扭转载荷，在数学模型上，其约束情 况如下：在对应于车右后轮和左前轮的位置约 束其 UZ，在对应于车左后轮的位置约束其 UX、 UY、UZ 和 ROTZ。 通过一轮悬空工况分析，主要目的是获得 车身结构整体的抗扭、抗弯特性。为形成对比， 减震橡胶的垂直方向刚度 K=800 N/mm、K=1200 N/mm 两种状态，对车身结构进行分析，从最大 应力和变形值去判定结构的可靠性。图 10~图 13 是其变形、应力图。 图 10 一轮悬空工况下车身变形云图（K=800 N/mm） 图 11 一轮悬空工况下车身应力分布云图（K=800 N/mm） 图 12 一轮悬空工况下车身变形云图（K=1200 N/mm） 图 13 一轮悬空工况下车身应力分布云图（K=1200 N/mm） 根据图形显示，变形和应力值见表四。 表四：变形和应力值 最 大 变 形 值 （mm） 最 大 应 力 值 (MPa) K=800 N/mm 20.417 181.071 K=1200 N/mm 19.242 169.235 下降百分比(%) 5.76 6.5 从表四可以看出，随着减震橡胶的垂直方 向刚度 K 的增加，由原来的 800N/mm 增加为 1200N/mm，整车上最大应力值和最大变形值分 别下降，下降率分别为 6.5%和 5.76%，因此， K=1200N/mm 对增强车身抗扭能力也是是有利 的。 通过上述模态分析、静态弯曲及一轮悬空 两工况分析可知，车身局部应力集中区主要位 于风窗框上角，车尾部上角，车窗各角部，仪 表板横梁中部，前围左右板，侧壁立柱与横梁 连接部位，这些部位都是整车在道路行驶中， 容易出现裂缝的部位，因此，可采取局部区域 加厚或增加加强板结构的方法，来降低开裂部 位的最大应力值和最大变形值。 3．2．2 改变地板横梁的槽深、槽宽 地板横梁是车身结构的主要骨架之一，它 与侧壁立柱焊接连为一体，这样就形成了一个 封闭的 U型结构。对横梁和侧壁立柱区域的所 有零件的建模均选用壳单元，按照其精确几何 模型建立的，而并非将其简化为梁单元来模拟 （见图 14），这样准确性高，考虑到 NJ2045 长 112 轴距军车的使用环境和越野性能要求，侧壁新 增了一根加强横梁，车顶设计为带骨架全金属 顶，这样使得整个车身具有更强的抗弯、抗扭 特性。 图 15 地板横梁与侧壁立柱构成的封闭 U型结构图 在 NJ2045 长轴距军车车身结构中，地板 横梁通过焊接与大地板成为车身重要组成部 分，而且，地板横梁也是车身结构中主要承受 载荷的结构，地板横梁通过减震橡胶 （K=1200N/mm）与车架支承固定，路面所有的 激励通过悬挂传递给车架，车架又通过减震橡 胶传递给地板横梁及整个车身。尽管 NJ2045 长轴距军车车身是非承载式车身，但由于车架 并非是完全刚性；所以，地板横梁及车身在一 定程度上承受着由车架弯曲和扭转变形所引 起的载荷，因此，地板横梁结构本身的刚度与 强度对整个车身结构是有很大影响的，也就必 须对此进行分析，以便对其结构优化设计。 一：改变地板横梁的槽深 针对地板横梁不同槽深的可能状况，对地 板横梁进行整车一轮悬空工况下的静态分析， 分析地板横梁不同槽深对车身扭转刚度的影 响，从中选取对提高车身扭转刚度有利的地板 横梁槽深，以下是通过分析得到的地板横梁最 大变形值和最大应力值随槽深的变化趋势（见 图 15~图 16）。 图 16 地板横梁最大变形值随其槽深变化趋势 图 17 地板横梁最大应力值随其槽深变化趋势 由上面两变化趋势图分析可以得知，当地 板横梁的槽深为 50mm 时，此时，其截面形状 的高度是地板横梁的最佳结构，兼顾了较大应 力值和最小变形量，极大提高了地板横梁对车 身的扭转刚度。 二：改变地板横梁的槽宽 在确定地板横梁的槽深为 50mm 后，接下 来就分析比较横梁抗弯、抗扭特性随其槽宽的 变化规律，从而找到最合适宽度的横梁截面形 状。采取两种工况：通过整车一轮悬空工况分 析比较其抗扭特性的变化规律；通过整车自重 工况分析可得出其抗弯特性随槽宽的变化规 律（见图 17~图 20）。 图 17 地板横梁最大变形值随槽宽变化趋势（一轮悬 空） 图 18 地板横梁最大应力值随槽宽变化趋势（一轮悬 空） 图 19 地板横梁最大变形值随槽宽变化趋势（自重弯 曲） 图 20 地板横梁最大应力值随槽宽变化趋势（自重弯 曲） 30.00 40.00 50.00 60.00 120.00 125.00 130.00 135.00 140.00 地 板 下 横 梁 横 截 面 槽 深 地 板 下 横 梁 最 大 应 力 值 (mm) (Mpa) 40.00 50.00 60.00 9.40 9.50 9.60 9.70 地 板 下 横 梁 横 截 面 槽 宽 (mm) 横 梁 最 大 变 形 值 (mm) 40.00 50.00 60.00 180.00 200.00 220.00 地 板 下 横 梁 横 截 面 槽 宽 (mm) 横 梁 上 最 大 应 力 值 (mm) 40.00 50.00 60.00 120.00 130.00 140.00 150.00 地 板 下 横 梁 横 截 面 槽 宽 (mm) 横 梁 上 最 大 应 力 值 (mm) 30.00 40.00 50.00 60.00 (mm) 9.25 9.35 9.45 9.20 9.30 9.40 地 板 下 横 梁 横 截 面 槽 深 地 板 下 横 梁 最 大 变 形 值 (mm) 40.00 50.00 60.00 3.50 3.60 3.70 3.80 3.90 4.00 地 板 下 横 梁 横 截 面 槽 宽 (mm) 横 梁 最 大 变 形 值 (mm) 113 通过以上计算分析可得出如下结论，槽宽 选用 44.5mm，可使横梁具有较其他方案更好的 抗扭特性；槽宽为 60mm 的横梁抗弯特性较其 他方案好。综合考虑，最合适形状的截面尺寸 为槽深为 50mm、槽宽为 44.5mm。 三：所有地板横梁变形和应力分析 根据上述分析，地板横梁最合适形状的截 面结构的尺寸为槽深为 50mm、槽宽为 44.5mm， 这种结构的地板横梁具有最佳的抗弯、抗扭特 性。现对地板下所有横梁在一轮悬空、整车自 重的工况下进行应力和变形分析（见图 21~图 24）。 图 21 地板横梁在一轮悬空工况下的变形图 图 22 地板横梁在一轮悬空工况下的应力分布云图 图 23 地板横梁在整车自重工况下的变形图 图 24 地板横梁在整车自重工况下的应力分布云图 根据以上分析，具有最合适形状的截面结 构的地板横梁全部表现出较好的特性，能够满 足整车性能要求。 3．2．3 改变地板横梁与车架支承螺栓 连接位置（Y向） 通过以上分析，选定了地板横梁合适的截 面形状后，可以考虑调节车架上支承与地板横 梁的连接位置，即模拟实际情况中连接螺栓位 置的外移，以期改善地板下横梁的变形情况。 一：分析地板下横梁在自重工况下最大变 形值和最大应力值随车架支承向外偏移量的 变化趋势（见图 25~图 26）。 图 25 地板横梁最大变形值随车架支承向外偏移量的 变化趋势 图 26 地板横梁最大应力值随车架支承向外偏移量的 变化趋势 从以上分析可以看出，调整车架上支承的 位置虽然可以较大幅度地降低地板下横梁的 最大应力值，但对降低地板下横梁的最大变形 值影响不大，甚至有所增加，因此，采用原设 计值相近的值 50mm。 二：分析车架在整车自重工况下最大变形 值和最大应力值随车架支承向外偏移量的变 化趋势（见图 27~图 28）。 图 27 车架最大变形值随车架支承向外偏移量的变化 趋势 0.00 50.00 100.00 150.00 1.40 1.60 1.80 2.00 2.20 车 架 上 耳 朵 向 外 偏 移 量 (mm) 车 架 上 最 大 变 形 值 (mm) 0.00 50.00 100.00 150.00 2.00 2.10 2.20 2.30 2.40 车 架 上 耳 朵 向 外 偏 移 量 (mm) (mm) 地 板 下 横 梁 最 大 变 形 值 0.00 50.00 100.00 150.00 40.00 60.00 80.00 100.00 120.00 车 架 上 耳 朵 向 外 偏 移 量 (mm) 地 板 下 横 梁 最 大 应 力 值 (Mpa) 114 图 28 车架最大应力值随车架支承向外偏移量的变化 趋势 从以上分析可以看出，调整车架上支承的 位置虽然可以较大幅度地降低车架的最大变 形值，但对应的偏移量很大，实际生产不允许； 调整车架上支承的位置对降低地板下横梁的 最大应力值影响不大，变化趋势不明显，甚至 有所增加，因此，也可采用与原设计值相近 50mm。 三：车架本身在整车自重工况下最大变形 值和最大应力值图（见图 29~图 30）。 图 30 车架在整车自重工况下的变形图 图 30 车架在整车自重工况下的应力分布图 从以上分析可以看出，调整车架上支承的 位置对车架的最大应力值和最大变形值有很 一定的影响。 根据分析结果，综合考虑，应选取偏移量 为 50mm 比较合适。 4．结论 通过上面详细的模态分析、静态弯曲工况 分析及一轮悬空工况分析，根据分析结果，提 出如下优化设计方案： ⑴、车身局部应力集中区位于风窗框上 角，车尾部上角，车窗各角部，仪表板中部， 立柱与横梁连接部位，这些部位都是整车在道 路行驶中很容易出现裂缝的部位，对于这些局 部区域薄弱环节，采取加厚或增加加强板结 构、改变材料性能的优化设计方法，来降低开 裂部位的最大应力值和最大变形值。 ⑵、对于减震橡胶的垂直方向上的刚度， 优化设计后，应该选取刚度 K=1200 N/mm，此 时，车身结构的刚度得到明显增强。 ⑶、对于地板横梁，分析结果显示，槽深 为 50mm、槽宽为 44.5mm 的截面形状是地板横 梁的最佳结构，兼顾了较大应力值和最小变形 量，极大提高了地板横梁对车身的扭转刚度。 ⑷、对于车架上支承的位置向外偏移量， 综合考虑分析结果，偏移量为 50mm 比较合适 的，而且该值与原设计值较接近。 NJ2045 长轴距军车在实际样车试制中，根 据车身结构优化前后两种状态，进行了两轮样 车试制和相关试验。结果对比表明，结构优化 前的车身薄弱部位与分析结果比较吻合；采取 以上四条优化措施后，此时车身结构的强度与 刚度能满足整车性能的要求，整车试验结果也 较好地证明了这一点，整个车身结构分析及优 化设计是比较成功的。 参考文献 1、黄天泽 黄金陵 《汽车车身结构与设 计》 机械工业出版社 2、李建康 《有限元法教程》 东南大学出版社 0.00 50.00 100.00 76.00 80.00 84.00 88.00 92.00 96.00 车 架 上 耳 朵 向 外 偏 移 量 (mm) 车 架 上 最 大 应 力 值 (Mpa)