2.3.1 车架基本载荷和工况的确定
汽车行驶中车架承受的载荷很多，就其载荷形式而言，车架所受到的主要载荷有弯曲载荷、扭转载荷、侧向载荷和纵向载荷等。其中弯曲载荷主要是由车身、车载设备和货物等的质量在重力作用下产生，弯曲工况下汽车四轮均着地；扭转载荷产生于路面不平度对车身造成的非对称支承，作为对比计算，可以用静态最大可能的扭矩，即一个前轮悬空的极限状态或一轮骑障的情况模拟；侧向载荷主要是由汽车转向时的离心力作用而产生的；纵向载荷则是由于汽车在加速、制动时的惯性力的作用而产生的。在本课题中只考虑满载弯曲工况和紧急制动工况。
2.3.2各工况下的强度计算
1．满载弯曲工况
此时车轮与路面接触，牵引销支撑在牵引车的牵引座上，载货台承受20t的静载荷，车体处于静止状态，车架模型约束处理为：约束悬架与车架连接节点除z方向的全部自由度；约束悬架纵置弹簧最下方节点除y方向转动的全部自由度；约束主纵梁前下翼板的下表面的全部自由度。主纵梁与横梁上平面承受均布载荷为0.6KN/mm2，方向垂直于平面向下。车架重力取为惯性载荷，取重力加速度9800mm/s2，方向与重力方向相反。
经计算得到弯曲工况车架变形图和应力图如图2.8和图2.9所示。从图2.8可以看出，最大变形位于主纵梁与中间第六根横梁连接处，最大位移为2.225mm，此处的应力值为37.036MPa。从图2.9可以看出，最大应力位于主纵梁与中间第九根横梁连接处，最大应力值为170.10MPa。
图2.8弯曲工况下变形图
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图2.9弯曲工况下应力图
2．紧急制动工况
制动工况主要考虑车体以最大制动减速度制动时，地面制动力对车架的影响。载荷处理除了同弯曲工况外，因最大制动减速度与地面附着系数成正比，取最大附着系数为0.7，所以在z方向上附加-0.7×9800mm/s2惯性力。约束处理同弯曲工况。
作用在货物重心上的纵向惯性力简化为摩擦力和扭矩，摩擦力作用在货物与底板的接触面上，扭矩用在前后梁上相反方向的拉力作用来等效。
经计算得到最大变形量为3.708mm，位于主纵梁与中间第六根横梁连接处，如图2.10所示；最大应力位于主纵梁与中间第九根横梁连接处，最大应力值为283.504MPa，如图2.11所示。 2.5计算结果分析
通过对车架有限元模型进行静力学计算，由计算结果知道这两种工况最大应力均小于300MPa，由此可见车架结构满足强度要求。除个别应力集中点外，其他安全系数较高。
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图2.10紧急制动工况下变形图
图2.11紧急制动工况下应力图
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第3章 车架的模态分析
车架作为整个汽车的基体，一方面既要支承车身等基础构件，另一方面还通过悬架装置坐落在车轮上，通过车轮来接受不同道路系统的各种激励。当汽车在崎岖不平的道路上行驶时，随着车速和路况行驶条件的变化，车架主要承受对称的垂直动载荷和非对称的动载荷。若所受动载荷的频率与某些结构的固有频率接近时，结构将产生强烈的振动，从而引起很大的动应力，造成早期疲劳破坏或产生不允许的变形。为了在汽车使用中避免共振、降低噪声、确保安全可靠，需要知道结构振动的固有频率及其相应的振型。车架的变形会加剧汽车各个部件的振动，加速这些汽车构件的损坏，增加环境噪声，加快驾驶员的疲劳，缩短其有效工作时间，影响行车的安全。因此，对车架由于道路不平度引起的动力响应进行深入的研究，有利于为降低车辆的振动，为改善汽车的行驶安全性提供参考。 3.1车架的模态分析
在进行该车架结构振动特性分析时，模态分析的有限元模型建立在静态有限元模型基础上。经计算得到车架的前5阶固有频率和振型，如图3.1-3.5所示。前三阶是在车架横梁与边梁中部连接处的弯曲与扭转变形，第四、五阶是前横梁与边梁连接处的扭转变形。
图3.1第一阶弯曲模态振型 图3.2第二阶扭转模态振型
图3.3第三阶弯曲模态振型 图3.4第四阶扭转模态振型
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图3.5第五阶扭转模态振型
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