IV引言車架是連接在卡車前后橋上的框架式結(jié)構，也稱為大梁，是卡車的基體。它一般是由兩根縱梁和幾根橫梁組成的，通過懸掛裝置、前后橋支撐在車輪上。車架本身要有足夠的強度和剛度去承受車的各種載荷以及從車輪傳來的沖擊。車架的功能是用來支撐、連接卡車的各總成，使得各總成穩(wěn)定在相應正確的位置，并且承受卡車內(nèi)外的各種載荷?？ㄜ嚵悴考男阅埽鱾€零部件之間的配合與協(xié)調(diào)其卡車本身的總體布局都決定著卡車性能的好壞。設計整體的精密度與卡車的質(zhì)量、性能以及使用年限都存在著一定的關聯(lián)。作為一個整體的系統(tǒng)，卡車需要具備以下性能才能夠構成系統(tǒng):(1)不同的連接零部件與子系統(tǒng)組成卡車，不同的子系統(tǒng)與連接部件都影響著卡車的行為；(2)構成卡車的零部件與子系統(tǒng)在影響卡車行為方面，不是獨立的；因此，卡車的系統(tǒng)屬性，具備整體性。不同子系統(tǒng)本身性能不夠全面，但是經(jīng)過協(xié)調(diào)配合之后，卡車整體的性能會高于各個獨立的子系統(tǒng)[1]。反之，如果未能很好的統(tǒng)籌各個子系統(tǒng)從而使其出現(xiàn)互擾現(xiàn)象，就算該子系統(tǒng)的性能良好，子系統(tǒng)的功能也會受到制約，從而出現(xiàn)軸轉(zhuǎn)向、功率循環(huán)等方面的情況。系統(tǒng)論中的系統(tǒng)功能等級以及系統(tǒng)整體性會對本文的設計任務進行反映，全面完善卡車的性能是設計卡車的主要目標，也是一件較為明顯的事情。設計卡車的等級形態(tài)具有以下表現(xiàn):下位設計是使上位設計功能得以實現(xiàn)的方法，上位設計是對下位設計進行明確的目標，上位系統(tǒng)與下位系統(tǒng)可以由整體設計分級到零部件設計，整體設計是上位系統(tǒng)與下位系統(tǒng)的制高點，對子系統(tǒng)進行設計時，需要根據(jù)整體設計的設計結(jié)構來實現(xiàn)。雖然子系統(tǒng)是組成卡車性能的關鍵，但是，具備相互作用系統(tǒng)規(guī)則與設計子系統(tǒng)組合的整體設計，會更深入、更廣泛的影響卡車的品質(zhì)與性能。1卡車底盤關鍵梁前期設計過程車架是車本身的基體，就像人類的兩條腿一樣，承載著整個上半身，卡車底盤關鍵梁一般是由兩根縱梁和幾根橫梁組合而成，彼此都不可缺少，所以車架應該具有很好的剛度和強度，來增加車架的使用壽命，減少其斷裂的次數(shù)。所以，為了能夠使得車體更加契合工程實際當中的應用要求、先進技術與系統(tǒng)生產(chǎn)，我們應該對性能指標、尺寸數(shù)據(jù)以及品質(zhì)進行精準的選定，想要更深入地了解卡車底盤關鍵梁部分，需要對整體設計的方案進行提議，將卡車的設計需求與參數(shù)提供給不同部件的設計。為了更好地對卡車底盤進行設計，為此，找到一些各種車型的底盤照片，如圖1、圖2和圖3。圖1汽車底盤照片F(xiàn)ig.1Carchassisphoto圖2越野車底盤圖片F(xiàn)ig.2PhotoofchassisofSUV圖3陸風X8底盤Fig.3LuFengX8chassis1、前期調(diào)研以及初步規(guī)劃：敲定設計目標，隨后完成車體設計大綱同時對方向進行明確；2、設計方向的提出：參照設計目標以及提出的初步規(guī)劃，完善相應的工作方針以及設計理念，即概念設計或構思設計；3、了解車體設計圖，明確車身規(guī)格、材料以及性能等基本參數(shù)；4、編寫設計任務書；5、卡車關鍵梁設計；6、有限元分析。1.1卡車的軸數(shù)和驅(qū)動型式參照車輛用途、作業(yè)環(huán)境、生產(chǎn)環(huán)境、價位以及公路的軸荷限值等方面來考慮選擇何種數(shù)量的軸數(shù)并且采用何種驅(qū)動型式。當今大部分車體軸數(shù)為兩軸、后驅(qū)動4×2，部分轎車選擇前驅(qū)動模式。通常情況下，4×2后驅(qū)動的布置型式多用于輕型貨車，由于這種卡車便于設計、結(jié)構整潔、適合公路上行駛、符合一般人審美觀念，所以是最為傳統(tǒng)，也最為常見的結(jié)構型式。不過4×2式并不適合更大體量的卡車，因為卡車客貨運量與車體自重呈正相關，一味地增加載重量會使得車單軸不能夠承受負荷，在使用過程中可能會出現(xiàn)形變，也會超過公路、橋梁所規(guī)定的承載限值(公路允許單軸負荷為13t，雙后軸負荷為24t)。為了降低單軸負荷，通常情況下會添加卡車軸將4×2變?yōu)?×2、6×4、8×4，如果想提高驅(qū)動性能，從而在越野時有更好的使用體驗可以選擇4×4、6×6、8×8等增加前驅(qū)動型式的結(jié)構[2]，這樣也可以讓卡車能夠裝載更大重量的貨物。一直以來，卡車生產(chǎn)商都熱衷于增加軸數(shù)從而推出更多類型的卡車，因為選擇這種方法能夠讓卡車可以裝載更大重量的貨物同時不會增加單軸負荷，還能保持車廂底板的離地高度不變，減少設計步驟當中的麻煩，從而達到標準化生產(chǎn)，提高整體出廠車輛質(zhì)量。所以，根據(jù)現(xiàn)有的調(diào)查，選擇雙后輪的4×2驅(qū)動。1.2主要參數(shù)的選擇整車的原始數(shù)據(jù)是進行總布置設計的重要參數(shù)。在此之前需要對整車的方案進行確定，包括車頭的選擇、發(fā)動機的類型、整體布置草圖和參數(shù)等等，再根據(jù)工作內(nèi)容進行以下參數(shù)的確定。(1)主要尺寸參數(shù)指標(2)各類主要性能參數(shù)1.2.1主要尺寸參數(shù)的選擇為了保障卡車總成設計的效果，實現(xiàn)數(shù)據(jù)化的支撐，應繪制好整車的總體布置草圖，以便對總成的布置關系進行確定；同時做好質(zhì)量參數(shù)以及尺寸的規(guī)劃。由于總布置草圖的繪制非常關鍵，在具體的實施中，一方面可以結(jié)合類似車型的有關參數(shù)；另一方面還應考慮到實際需求，避免出現(xiàn)大的偏差。計算的內(nèi)容除了包括質(zhì)量數(shù)據(jù)外，還有關鍵的布置尺寸。在繪制總的布置圖之前，應當對主要部件的位置進行確定，其中包括駕駛室以及車頭，還有前后輪以及發(fā)動機等，然后對各大總成進行布置。整車的布置參數(shù)以及外部輪廓大小在布置完整車的草圖后就可以初步確定，考慮到滿載以及空載不同狀態(tài)對總成質(zhì)心的影響[3]，應當對各大總成的質(zhì)量確定后再進行質(zhì)量參數(shù)的計算；確定的主要內(nèi)容為兩種狀態(tài)下的質(zhì)心和地面之間的間距以及和前軸的距離；另外還有軸荷的分布，之后計算出具體數(shù)值。各總成的分布關系可以在繪制整車總布置圖中進行確定，之后就可以對相關的質(zhì)量以及外部的布置間距進行求解[4]，從而為后續(xù)的排布做好數(shù)據(jù)化的支撐。按照既定的設計目標，在借鑒相同設計的基礎上，對有關的質(zhì)量參數(shù)以及總成的外部輪廓進行初步確定，以便繪制總體的布置草圖。并求解具體數(shù)值，確定布置尺寸的大小。從組成內(nèi)容上看，卡車的尺寸參數(shù)不僅包括了接近角,還有最小離地間隙,另外還有總的長寬高和車輪間距等等。圖4卡車的主要參數(shù)Fig.4Maindimensionsofthevehicle由于軸距在整車尺寸中占據(jù)了重要位置，因此在選擇時，要考慮全面，既不能影響使用，也不能干涉其他尺寸。一般情況下，卡車的縱向以及轉(zhuǎn)彎半徑會隨著軸距的縮短而減小。不過，過短的軸距也會產(chǎn)生不良影響，比如后懸掛增長，車廂變短等；另外還會形成過大的縱向角振動，產(chǎn)生過大的軸荷轉(zhuǎn)移，從而降低卡車駕駛的體驗感，尤其在上坡或加速時不穩(wěn)定性非常明顯。所以，應當結(jié)合相關影響再對軸距進行綜合確定。從實際出發(fā)，如果整體布置以及性能等要求都得到了滿足，應盡量減小軸距，按照合理的數(shù)值進行配置。在具體的操作中，可結(jié)合駕駛室的排布以及相關要求在選型初期對軸距進行初步確定：(1)以上中，貨箱的長度為LH；其數(shù)值可參考兩方面的內(nèi)容：其一為同類型的卡車設計的裝載空間或長度[5]；其二為依據(jù)貨物長度的最大值或者重量確定；駕駛室后壁和前輪中心的距離為LJ；貨廂和駕駛室間的距離為S，通常按照50到100毫米的數(shù)值確定；后懸掛尺寸為LB，確定的初步條件既可選擇同類型卡車，也可結(jié)合道路條件。除了需要參考相關的尺寸數(shù)值外，還應結(jié)合總體布置確定軸距的大小。比如：分配的軸荷是否均衡、傳動夾角以及轉(zhuǎn)彎的最小半徑數(shù)值、另外還有系統(tǒng)的設計目標以及駕乘的體驗感等等。在卡車的總成尺寸中卡車輪距也非常關鍵，一旦選擇不合理，不僅會影響卡車的總體質(zhì)量以及寬度；還會對整車的穩(wěn)定性造成干擾[6]。通常條件下，卡車車廂內(nèi)空間以及橫向穩(wěn)定性會隨著輪距的增加而增加。但是，過大的尺寸也會增加總重，橫向尺寸也會隨之改變。因此，應合理配置?？傮w的長寬高構成了卡車的外部輪廓尺寸。在確定時要結(jié)合多種因素進行選擇，比如國家現(xiàn)行的法律法規(guī)要求以及道路交通條件，還有結(jié)構以及承載量等?？紤]到節(jié)能以及制造成本的要求，卡車的外廓尺寸應在使用要求得到滿足的條件下盡量縮減，以便增強卡車的機動性，提高輸出動力。目前選擇的標準多數(shù)依據(jù)GBl589—79執(zhí)行。保險杠以及轉(zhuǎn)向器都屬于前置部件，除此之外還包括了風扇、水箱以及發(fā)動機等，因此應當保證縱向空間的充足，防止發(fā)生部件沖突。在具體的長度確定時一方面要考慮駕駛室的布置和樣式；另一方面還應結(jié)合卡車的驅(qū)動以及類型等。為了保證合理的接近角，不宜選擇過長的前懸。在確定卡車的后懸長度時，不僅要結(jié)合軸荷的分布；還要考慮軸距大小以及貨廂長度等因素。為了避免影響轉(zhuǎn)彎的靈活性，防止產(chǎn)生過小的離去角，不利于上下坡的操作，應合理選擇其數(shù)值。一般情況下，按照軸距的60％作為城市大客車的后懸長度，同時控制在3.5米的范圍內(nèi)。以2.2米作為輕型載貨車后懸最長距離，2.6米為加長廂貨卡車的后懸最大參考值。1.2.2主要性能參數(shù)的選擇一、燃料經(jīng)濟性參數(shù)“百公里最低燃料消耗量”所指的就是當車輛在滿載的情況之下采用直接檔以等速度的方式在路口比較好的硬路面之上進行共計100千米的行駛過程當中所對應的燃料最低消耗量Q(其單位為升／100千米)，它通常被用來衡量車輛自身所具有的燃料經(jīng)濟性的高低程度。而“單位燃料消耗量”指標(單位為升／(100千米·t))所指的就是車輛的單位總重所對應的每一百千米的燃料消耗量最低值。設計新型車輛的時候，為了對它的燃料經(jīng)濟性進行準確的判斷，則應當參考具有較為接近的總重的類似車型的上述兩項指標來進行初步的評估及計算分析[7]。貨物承載類型車輛所對應單位燃料消耗量相關數(shù)據(jù)詳見表1。對于卡車，從7.5升／(100千米·t)到10.5升／(100千米·t)。而在GB4353—84以及GB4352—84當中詳細地列出貨車各自的燃料消耗量相關數(shù)據(jù)。表1兩種發(fā)動機的載貨卡車的燃料消耗量Tab.1Unitfuelconsumptionoftrucks卡車總質(zhì)量汽油機柴油機<4t3.00～4.002.00～2.804t～6t2.80～3.201.90～2.106t～12t2.67～2.811.56～1.85>12t2.60～2.701.53～1.63二、操縱穩(wěn)定性參數(shù)明顯地影響卡車的總體設計的該類參數(shù)主要包括下述幾個：1、轉(zhuǎn)向特性相關參數(shù)因為卡車輪胎發(fā)生側(cè)偏的時候?qū)е萝囕v的前軸以及后軸出現(xiàn)側(cè)偏角。當所產(chǎn)生的角度差分別是零值、負值以及正值為的時候，車輛將會出現(xiàn)“中性轉(zhuǎn)向”、“過度轉(zhuǎn)向”或是“不足轉(zhuǎn)向”。如果是從操縱穩(wěn)定性的角度來看，則不足轉(zhuǎn)向的相關特性是最為有利的。一般情況下可通過車輛在0.4g向心加速度來進行等速度的定圓行駛過程中，后軸與前軸之間側(cè)偏角的差值來進行車輛轉(zhuǎn)向特性的衡量，比較理想的就是其為取值小同時為正的值，對于轎車而言，該角度處于從1o到3o是比較理想的。2、車身的側(cè)傾角當車輛在向心加速度為0.4g的情況之下進行勻速度的圓周運動過程中該角度值需要小于3°，而且最高應在7°以下。3、制動點頭角當車輛在減速度為0.4g的情況之下進行制動的過程中，其點頭角需要在1.5°以下。三、行駛平順性參數(shù)該指標一般被用來衡量車身的振動情況。進行總設計的時候，一般需提供車身振動加速度以及前后懸架動（或是靜）撓度等。對于卡車的前懸架及后懸架各自所對應的偏頻和，它們應當較為接近，同時后則稍高，從而避免出現(xiàn)顯著的縱向角振動現(xiàn)象。然而轎車由于其有比較短的軸距，因此其后輪與后座間距比較小?？紤]到提升卡車后排座舒適性的因素，則可使后懸架稍軟，以達到的要求，在表2中詳細地列出了不同類型車輛動撓度、靜撓度及偏頻等的范圍。如果有比較高的舒適性方面的要求，則應使偏頻取比較低的值。對于靜撓度以及，則盡可能采用下述關系；如果是進行貨車的設計，則應當采用較大的前靜撓度及后靜撓度值的比值，從而使駕駛員不至于出現(xiàn)疲勞駕駛的問題，同時也能夠滿足前軸荷以及后軸荷之差方面的要求。表2靜、動撓度取值范圍Tab.2Rangeofstaticanddynamicdeflectionvalues車的類型滿載時偏頻Hz靜撓度動撓度前懸后懸前懸后懸前懸后懸普通轎車一般、中級1.01～1.421.16～1.5914～2812～207～1312～16高級0.92～1.220.96～1.2825～3514～257～1312～16載貨卡車1.52～2.061.66～2.138～137～115～88～10越野車1.39～2.1514～288～142車架的結(jié)構設計2.1車架長度及材料的選取重型卡車車架總成一般是由左右的縱梁總成和橫梁總成等零部件組合而成，作為車架最大的零部件縱梁來說，在行駛過程中承受著卡車各種的沖擊載荷和復雜力矩，所以，縱梁的強度非常重要。然而，車架的總長度應接近整車的長度，應為1.4倍到1.7倍的軸距大小，所以可取車架為5800毫米的長度，則在縱梁長度之內(nèi)寬及高應當被設為相等的值。根據(jù)調(diào)查顯示，國內(nèi)的卡車的車架縱梁截面一般是U字型直梁和變截面彎梁，以低合金高強度熱軋中厚度鋼板為材料，厚度4～10mm，所以選取的橫梁以及縱梁均應通過厚度為7毫米的鋼板采用沖壓工藝制備得到。如果縱梁是在槽型斷面之上，則需要有效地控制上翼緣以及下翼緣所對應寬度值，使之處于35%～40%腹板高的范圍之內(nèi)[8]。鋼主要基于發(fā)展而來，其中添加了1％左右的錳元素來進行強化，由此增加了材料的屈服強度（增幅為大約50％），鋼2.2縱梁截面尺寸的確定如果縱梁截面為匚形（如圖5所示），則彎曲應力的計算如下圖5匚形截面尺寸示意圖Fig.5匚-shapedcross-sectionaldimension(2)而且有(3)由此所得彎曲應力需比材料屈服極限更小，若其材料所用的是，將有。因為縱梁會發(fā)生一定的變形，在其上翼緣與下翼緣當中將會承受拉伸與壓縮載荷作用，從而使之發(fā)生破裂。所以，需要參照薄板基礎理論來開展校核工作，由此，臨界彎曲應力值的計算如下(4)此處如果模板厚是t，則翼緣上所對應寬度最高值則是(5)此處可取值，那么此外,則上述最大寬度值（因此可取值）如果剪力已經(jīng)高于允許的取值范圍，則在腹板中將有局部型的破壞，所以應有(6)（可取值）從而得到(7)根據(jù)之前算式將可以得到在軸距區(qū)間之中的縱梁截面尺寸相關數(shù)據(jù)，考慮到車輛減重的問題，則應當使它們和等強度梁較為接近，而縱梁前截面及后截面各自的高度也可稍微降低，然而考慮到避免出現(xiàn)應力集中的現(xiàn)象，則需要確保截面尺寸不會發(fā)生顯著的改變。2.3縱梁的強度計算在設計車架時需要從可能事件的可能性和必然性入手，計算貨車車架的縱梁抗彎強度，并簡化計算過程，初步確定貨車車架的尺寸，并在該過程中作以下假設：（1）選定縱梁為簡支梁；（2）分空車和滿載兩種情況計算，空車時，縱梁承載簧載重量，滿載時車廂承載，若簧載重量為，則對于中型或者輕型卡車而言，即為；（3）假設貨車的作用力都通過截面的彎心，根據(jù)實際現(xiàn)場參觀多輛貨車，選取貨車重量為2490Kg，如圖6所示。卡車自重簧載重量滿載時有效載荷縱梁總長縱梁前端到前軸之間的距離縱梁后端到后軸之間的距離卡車軸距車廂長車廂前端到后軸之間的距離車廂后端到后軸之間的距離圖6車架尺寸分布示意圖Fig.6Sizedistributionoftheframe前支反力為(8)在駕駛長度以內(nèi)這一段縱梁的彎矩為(9)彎矩和剪力為(10)(11)所以的值應該處于時?？捎嬎愠鲎畲蠹袅Φ慕^對值(12)根據(jù)以往研究的數(shù)據(jù)，取1.55倍的靜載荷下的最大彎矩和剪力為動載荷下的相應值[9]，取1.4為疲勞系數(shù)，然后用下式計算動載荷下的最大彎矩：(13)而最大剪力為(14)2.4縱梁的剛度條件以上所述僅對縱梁的強度進行了必要地公式計算，還需要對貨車縱梁的彎曲變形進行計算保證貨車和其內(nèi)部的其他工件可以正常工作，并根據(jù)以下方法對縱梁剛度進行計算，通過該方法有效簡化計算過程。簡支梁上承載的集中載荷P的最大撓度可結(jié)合“材料力學”用下式計算(15)當軸距的單位是“m”且，上式等同于下式(16)也就是說，1000N集中載荷在車架縱梁上。按照使用要求的內(nèi)容可知，其變化范圍[y]<0.083cm，當，車架縱梁具有較強的剛度。圖7彎曲剛度示意圖Fig.7Thebendingstiffness分空載和滿載兩種情況計算車架的撓度：⑴首先是空載的情況下，縱梁均勻承擔簧上載荷，此處只計算單梁的撓度，因而載荷也應減半。根據(jù)“材料力學”中的下述公式(17)(18)⑵當貨車處于滿載狀態(tài)時，貨車的簡支梁中間部分會承擔貨車所載貨物的大部分重量，在該狀態(tài)下計算的簡支梁撓度比實際載荷數(shù)值更大[10]，在計算過程中只需施加半載荷對其進行計算。(19)(20)(滿足要求)2.4.1有限元分析空載情況下圖8空載情況縱梁變形分析圖Fig.8Analysisdiagramofdeformationoflongitudinalbeam所以由圖8可知，此變形最大會出現(xiàn)在梁的中間，數(shù)值為1.55mm。滿載情況下圖9滿載情況縱梁變形分析圖Fig.9Analysisdiagramoflongitudinalbeamdeformationwithfullloadcondition所以由圖9可知，此變形最大會出現(xiàn)在梁的中間，數(shù)值為3.55mm。2.4.2相對比較根據(jù)計算和有限元分析兩者結(jié)合來看，空載情況下兩者區(qū)別不大，所以可以參考此結(jié)果。滿載情況下，兩者的區(qū)別相對較大，所以需要進一步研究。3車架三維設計在建立貨車車架的三維模型過程中可以通過略去次要構件起到簡化計算的目的，并保留主要元素。在車架的制作過程中，以邊梁式車架為參照，整體車架由橫梁（7根）和縱梁（左、右），利用前面文章所敘述的內(nèi)容，驗證得到了基本設計數(shù)據(jù)，根據(jù)載荷基本條件，并且考慮裝配維修等因素進行簡單設計。3.1縱梁的建模以鋼板作為縱梁和橫梁建模的主要材料，在沖壓的作用下完成建模，然后轉(zhuǎn)成二維圖，可以采用倒圓角的方式對縱梁的部分部位進行處理，以此來降低應力集中的影響，具體情況見圖10。圖10-1縱梁模型圖Fig.10-1Framerailmodel圖10-2縱梁圖Fig.10-2Longitudinalbeamdrawing3.2前梁的建模前梁模型圖如圖11所示。圖11-1前梁模型圖Fig.11-1Frontbeammodeldiagram圖11-2前梁圖Fig.11-2Frontbeamdrawing3.3元寶梁的建模鋼板是制作元寶梁的主要原料，在沖壓的過程中形成該模型，如圖12所示。圖12-1元寶梁模型圖Fig.12-1Ingotbeammodeldiagram圖12-2元寶梁圖Fig.12-2Ingotbeamdiagram3.4中、后梁的建模利用鋼板構成中梁和后梁，除此之外，依然可以采用倒圓角的方式對梁的部分部位進行處理，以此來降低應力集中的影響，具體情況見圖13。圖13-1中、后梁模型圖Fig.13-1Modeldiagramofmiddleandrearbeam圖13-2中、后梁圖Fig.13-2Mediumandrearbeamdiagram3.5總梁建模最終確立總梁模型圖，如圖14。圖14-1總梁模型圖Fig.14-1Generalbeammodeldrawing圖14-2總梁圖Fig.14-2Generalbeamdrawing4車架的有限元分析和完善4.1靜態(tài)滿載時的工況網(wǎng)格劃分添加控制網(wǎng)格劃分尺寸；設置元素大小為5mm，如圖15所示；圖15設置尺寸圖Fig.15Setthedimensiondiagram最后的網(wǎng)格劃分效果圖，如圖16所示。圖16效果圖Fig.16Impressiondrawing滿載時的應力分析結(jié)果圖17應力分析結(jié)果圖Fig.17Stressanalysisresultdiagram所以，根據(jù)圖17可知，應力最大在縱梁前面拐彎位置，數(shù)值為62MPa，其數(shù)值小于屈服極限的數(shù)值，故該梁合格。滿載時的應變分析結(jié)果圖18應變分析結(jié)果圖Fig.18Strainanalysisresultdiagram所以，根據(jù)圖18可知，應變最大在縱梁前面拐彎位置，數(shù)值為0.00031。車架總變形的分析結(jié)果圖19總變形分析結(jié)果圖Fig.19Totaldeformationanalysisresultdiagram所以，根據(jù)圖19可知，變形量的最大會發(fā)生在中間處，其數(shù)值為1.062mm。4.2轉(zhuǎn)彎滿載時的工況假設車輛在平直路上勻速行駛，在這時所有的卡車輪子都在一個平面內(nèi)時，整個車架此時需要承受載荷，然后將出現(xiàn)彎曲變形，由已經(jīng)確定的參數(shù)以及相關規(guī)定所得出兩根縱梁和其他橫梁承受的載荷是0.0822MPa。將所有車輪進行約束，約束X,Y和Z方向的是左前車輪，約束Y和Z方向的是左后車輪，約束X和Y方向的是右前車輪，并且不對右后車輪約束。1、滿載轉(zhuǎn)彎時應力分析結(jié)果圖20應力分析結(jié)果圖Fig.20Stressanalysisresultdiagram所以，根據(jù)圖20可知，應力最大在左后車輪的位置，其數(shù)值是251.1MPa，該值小于屈服極限的數(shù)值，合格。2、滿載轉(zhuǎn)彎時應變分析結(jié)果圖21應變分析結(jié)果圖Fig.21Strainanalysisresultdiagram所以，根據(jù)圖21可知，應變最大在左后車輪的位置，其數(shù)值大小為0.0013。3、車架總變形分析結(jié)果圖22總變形分析結(jié)果圖Fig.22Totaldeformationanalysisresultdiagram所以，根據(jù)圖22可知，變形量的最大會發(fā)生在縱梁中間后面的位置，其數(shù)值為2.55mm。4.3最大縱向載荷分析對車架增加1.50倍的載荷，因為車輛在行駛的過程中是靜止時載荷的1.50倍，其大小為0.028MPa*1.50,即0.042MPa。應力分析結(jié)果圖23應力分析結(jié)果圖Fig.23Stressanalysisresultdiagram所以，根據(jù)圖23可知，應力最大在縱梁前面的位置，其數(shù)值是94.3MPa。應變分析結(jié)果圖24應變分析結(jié)果圖Fig.24Strainanalysisresultdiagram所以，根據(jù)圖24可知，應變最大在縱梁前面的位置，其數(shù)值大小為0.00048。總變形分析結(jié)果圖25總變形分析結(jié)果圖Fig.25Totaldeformationanalysisresultdiagram所以，根據(jù)圖25可知，變形量的最大會發(fā)生在縱梁中間的位置，其數(shù)值為1.6mm。4.4車架的完善本論文通過對增大腹板的高度去進一步的完善，讓安全系數(shù)不低于1.4，也就是最大應力不得大于242.84MPa，因為根據(jù)上面所有的有限元分析，可以知道滿載的時候轉(zhuǎn)彎安全系數(shù)是1.31。所以本論文將車架腹板的高度增到156mm。完善后的分析結(jié)果如圖26所示。圖26分析結(jié)果圖Fig.26Analysisresultdiagram所以，根據(jù)圖26可知，應力最大是在左后車輪的位置，其數(shù)值是133MPa，小于前面規(guī)定數(shù)值。最終，所選取車架腹板的高度是合格的