正三輪車車架強(qiáng)度性能優(yōu)化設(shè)計(jì)研究

李萬旭

（蘭州理工大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 蘭州 730050）

1 引言

車架是連接正三輪摩托車的基體，是正三輪摩托車上最重要的零部件，承受著來自車內(nèi)外各種載荷［1］，它的強(qiáng)度和剛度直接關(guān)系到正三輪摩托車的平穩(wěn)性和安全性。如果車架的應(yīng)力過小，會(huì)使三輪摩托車整體的質(zhì)量增加以及造成資源的浪費(fèi)；如果車架應(yīng)力過大，則會(huì)破壞車架的正常工作，影響整車的工作和正三輪摩托車的可靠性，所以說車架的結(jié)構(gòu)非常重要。利用有限元法可以在車身結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)階段對車架強(qiáng)度有初步的認(rèn)識(shí)，通過合理的選擇車架的結(jié)構(gòu)形式和參數(shù)尺寸，來使車架具備良好的性能，從而達(dá)到安全舒適的要求。重慶大學(xué)肖剛［2］等利用CATIA軟件分別對正三輪摩托車彎曲工況、扭轉(zhuǎn)工況以及彎扭結(jié)合工況進(jìn)行分析優(yōu)化，天津大學(xué)孫立星［3］在其碩士論文中采用UG中的STRUC?TURE模塊對摩托車車架的結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，找出其固有頻率和振型，進(jìn)而對車架的結(jié)構(gòu)優(yōu)化。而本文的創(chuàng)新點(diǎn)在于針對正常行駛、急轉(zhuǎn)彎、緊急制動(dòng)以及一邊懸空四種不同的工況進(jìn)行分析得到車架的應(yīng)力與應(yīng)變分布，找出車架的薄弱環(huán)節(jié)，對車架進(jìn)行比較式優(yōu)化，從車架的薄弱環(huán)節(jié)對車架進(jìn)行改進(jìn)。對正三輪摩托車用Pro/Engi?neer三維軟件建立正三輪車的三維模型（圖1），然后把車架的三維模型導(dǎo)入到有限元分析軟件An?sys Workbench14.0里面，對正三輪車車架在進(jìn)行不同工況下力學(xué)分析，根據(jù)分析的結(jié)果來對車架的薄弱環(huán)節(jié)進(jìn)行改進(jìn)。

圖1 正三輪車車架三維模型

2 正三輪車車架分析前的準(zhǔn)備

一直以來，摩托車企業(yè)在整車設(shè)計(jì)中對摩托車車架設(shè)計(jì)多采用樣車作參考，進(jìn)行仿制設(shè)計(jì)。這種傳統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法具有簡單易行的優(yōu)點(diǎn)，同時(shí)該法也有明顯的不足，主要表現(xiàn)為：由于設(shè)計(jì)主要是仿制別人的產(chǎn)品，生產(chǎn)廠家不了解該產(chǎn)品的特點(diǎn)及其要實(shí)現(xiàn)的設(shè)計(jì)目的，有可能出現(xiàn)雖然仿制出了相似的產(chǎn)品，但是在材料方面、實(shí)用性能方面與原產(chǎn)品并不相同，一般情況下這樣仿制的車架并不適合企業(yè)自身的摩托車產(chǎn)品，該設(shè)計(jì)帶有相當(dāng)?shù)拿つ啃?，車架的設(shè)計(jì)改進(jìn)都不會(huì)有明顯的突破。由于經(jīng)驗(yàn)分析設(shè)計(jì)方法存在以上所提到的不足，生產(chǎn)廠家迫切要求一種能與市場競爭相適應(yīng)的新的設(shè)計(jì)方法。隨著電子計(jì)算機(jī)的出現(xiàn)及結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化程序的投入使用，使得這種設(shè)想成為可能。有限元分析方法可以實(shí)現(xiàn)對車架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度和動(dòng)態(tài)響應(yīng)的分析，解決車架的斷裂、振動(dòng)等質(zhì)量問題，能夠進(jìn)行車架的創(chuàng)新設(shè)計(jì)和變形設(shè)計(jì)。在車架設(shè)計(jì)過程中引入有限元分析的方法，可以降低設(shè)計(jì)者的工作強(qiáng)度，提高結(jié)構(gòu)分析的能力和設(shè)計(jì)的可靠性以及設(shè)計(jì)的速度［3］。有限元方法的發(fā)展是以彈性力學(xué)的基本理論為基礎(chǔ)得到發(fā)展的，車架結(jié)構(gòu)分析像許多工程實(shí)際問題一樣屬于空間問題分析，彈性力學(xué)空間問題的基本方程，它有3個(gè)平衡方程，6個(gè)幾何方程，6個(gè)物理方程，共15個(gè)方程，解析法求解異常困難。利用ANSYS WORKBENCH協(xié)同平臺(tái)可以方便快速的對以上方程的求解，并以圖形化的方式顯示出求解結(jié)果。

2.1 導(dǎo)入正三輪車車架的三維模型

1）進(jìn)入導(dǎo)入界面后，選擇單位Millimeter（mm）；

2）將之前的正三輪車車架的三維模型導(dǎo)入Ansys Workbench。在ANSYS Workbench 14.0界面內(nèi)顯示出正三輪車架的三維模型圖。

2.2 正三輪車車架的材料屬性設(shè)置

本文所研究的正三輪車車架的材料均為Q235鋼，其密度 ρ=7.86×10-9ton/mm-3，楊氏模型E=2×105MPa，泊松比 μ=0.266。進(jìn)入工程數(shù)據(jù)界面后，創(chuàng)建新的材料類型。輸入“gang”，將上述參數(shù)分別輸入對話框并設(shè)置各向同性彈性。

2.3 各零件材料設(shè)置

在三維模型圖相應(yīng)的位置上會(huì)以綠色形式表示出來。設(shè)置每個(gè)體的材料類型，將61個(gè)體的材料類型均設(shè)置為之前設(shè)置的類型“gang”。本文中的三輪摩托車均通過焊接的方式將車身的各個(gè)部件連接在一起，因此分析時(shí)可將整個(gè)車架看成一個(gè)整體進(jìn)行分析。單擊Connections前面的“+”，再單擊Contact前面的“+”，彈出各個(gè)接觸面的列表。單擊contact region，在三維模型圖相應(yīng)位置上會(huì)以紅色形式表現(xiàn)出接觸面的位置。

2.4 網(wǎng)格劃分

選取好實(shí)體后，設(shè)置單元尺寸為10mm，在Ele?ment size處輸入30。然后右擊Body sizing，選取Generate Mesh，完成網(wǎng)格劃分，如圖2所示。

圖2 正三輪車車架網(wǎng)格劃分圖

3 不同工況下的車架性能分析

3.1 正三輪車車架靜力工況

3.1.1 約束的處理

該正三輪車車架需要五個(gè)約束。分別是四個(gè)彈簧鋼板掛耳上的約束以及前輪的車頭管的約束，三個(gè)方向上的位移均設(shè)置為0。重復(fù)步驟完成五個(gè)約束。

3.1.2 施加載荷

該正三輪車車架需要施加三個(gè)載荷，分別是后面車廂裝載區(qū)上，駕駛區(qū)的坐凳上以及底下發(fā)動(dòng)機(jī)上施加的載荷。

1）裝載區(qū)的載荷：

該車架裝載區(qū)可承受最大載重為690kg，上圖所示十個(gè)面的面積S=98000mm2。

2）駕駛區(qū)的坐凳上載荷：

假定人的重量為75kg，坐凳上的面積S=37500 mm2。

3）駕駛區(qū)下面的發(fā)動(dòng)機(jī)處載荷：

發(fā)動(dòng)機(jī)重量為35kg，接觸的面積S=21600 mm2。

3.1.3 靜力工況下有限元計(jì)算分析結(jié)果

1）靜力工況下應(yīng)力分布結(jié)果

由圖3可知，在對后面兩個(gè)車輪以及前面車輪的約束后，分別在裝載區(qū)、駕駛區(qū)、發(fā)動(dòng)機(jī)區(qū)施加載荷后，駕駛區(qū)所受應(yīng)力最大，由坐凳中心向兩邊擴(kuò)散，在兩邊的三分之二區(qū)后應(yīng)力值又逐漸加大；而裝載區(qū)前面接觸面應(yīng)力最大值出現(xiàn)在接觸面與圓管中間的面，向兩邊擴(kuò)散逐漸減小，后面接觸面應(yīng)力最大值出現(xiàn)在后面圓管上面，向兩邊擴(kuò)散逐漸減??；發(fā)動(dòng)機(jī)區(qū)應(yīng)力最大值在支架區(qū)底部。車架上出現(xiàn)的最大應(yīng)力為161.23MPa，最小應(yīng)力為0。

圖3 靜力工況下應(yīng)力分布

2）靜力工況總體變形結(jié)果

圖4為靜力工況下總體變形，由圖可知最大變形在坐凳上，最大位移為1.3998mm，最小位移為0。

圖4 靜力工況下總體變形

3）靜力工況下應(yīng)變分布結(jié)果

圖5為靜力工況下應(yīng)變分布，由圖可知最大應(yīng)變值出現(xiàn)在坐凳后方，最大應(yīng)變值為0.00081562，最小應(yīng)變值為0。

圖5 靜力工況下應(yīng)變分布

3.2 正三輪車車架緊急制動(dòng)工況

主要考慮正三輪摩托車以規(guī)定最大制動(dòng)加速度制動(dòng)時(shí)，地面制動(dòng)力對車架的影響，根據(jù)制動(dòng)力計(jì)算公式：

正三輪摩托車前輪最大制動(dòng)力［4］

正三輪摩托車兩后輪最大制動(dòng)力

邊界處理：車頭管、板簧連接部位的5個(gè)自由度全部約束。在正三輪摩托車行駛方向上的前后車輪附加相應(yīng)的1139.25N和3932.25N制動(dòng)力。［5］

車頭管處壓力

板簧處壓力

施加靜力情況下的三個(gè)約束：裝載區(qū)的壓力P=0.07MPa；駕駛區(qū)的壓力P=0.02MPa；發(fā)動(dòng)機(jī)處的壓力P=0.016MPa，根據(jù)靜力工況下有限元計(jì)算及分析步驟得出結(jié)果：

1）緊急制動(dòng)工況工況下應(yīng)力分布結(jié)果

圖6為緊急制動(dòng)工況下應(yīng)力分布，由圖可知最大應(yīng)力為161.26MPa，最小應(yīng)力為0，最大應(yīng)力出現(xiàn)在坐凳中間。

圖6 緊急制動(dòng)工況工況下應(yīng)力分布

2）緊急制動(dòng)工況工況下總體變形結(jié)果

圖7為緊急制動(dòng)工況下總體變形分布，由圖可知最大位移為2.217mm，最小位移為0，最大位移出現(xiàn)在坐凳下支撐板上。

圖7 緊急制動(dòng)工況工況下總體變形

3）緊急制動(dòng)工況工況下應(yīng)變分布結(jié)果

圖8為緊急制動(dòng)工況下應(yīng)變分布，由圖可知最大應(yīng)變值為0.00081579，最小應(yīng)變值為0，最大應(yīng)變值出現(xiàn)在坐凳后方。

圖8 緊急制動(dòng)工況工況下應(yīng)變分布

3.3 正三輪車車架急轉(zhuǎn)彎工況

主要考慮正三輪摩托車以安全轉(zhuǎn)彎速度行駛時(shí)慣性力對車架的影響，根據(jù)正三輪車安全轉(zhuǎn)彎半徑的測量方法，獲得該車的轉(zhuǎn)彎半徑為3130mm，根據(jù)正三輪摩托車安全轉(zhuǎn)彎速度規(guī)定，正三輪摩托車安全轉(zhuǎn)彎速度為10km/h，根據(jù)公式［6］

可得轉(zhuǎn)彎角速度為0.8875rad/s。

邊界處理：車頭管、板簧連接部位的5個(gè)自由度全部約束。在轉(zhuǎn)彎方向上施加轉(zhuǎn)彎角速度為0.8875rad/s。施加靜力情況下的三個(gè)約束：裝載區(qū)的壓力P=0.07MPa；駕駛區(qū)的壓力P=0.02MPa；發(fā)動(dòng)機(jī)處的壓力P=0.016MPa，根據(jù)靜力工況下有限元計(jì)算及分析步驟得出結(jié)果。

1）急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)力分布結(jié)果

圖9為急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)力分布，由圖可知最大應(yīng)力為161.23MPa，最小應(yīng)力為0，最大應(yīng)力出現(xiàn)在坐凳中間。

圖9 急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)力分布

2）急轉(zhuǎn)彎工況下總體變形結(jié)果

圖10為急轉(zhuǎn)彎工況下總體變形分布，由圖可知最大位移為6.008mm，最小位移為0，最大位移出現(xiàn)在坐凳下支撐板上。

圖10 急轉(zhuǎn)彎工況下總體變形

3）急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)變分布結(jié)果

圖11為急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)變分布，由圖可知最大應(yīng)變值為0.00081562，最小應(yīng)變值為0，最大應(yīng)變值出現(xiàn)在坐凳上。

圖11 急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)變分布

3.4 正三輪車車輪一邊懸空工況

主要考慮正三輪摩托車在行駛工程中一邊懸空時(shí)對車架的影響，根據(jù)正三輪車行駛狀況可以得知，該工況下的邊界處理只需去除一邊車輪的約束即可。

邊界處理：車頭管、一側(cè)的板簧連接部位的三個(gè)自由度約束。施加靜力情況下的三個(gè)約束：裝載區(qū)的壓力P=0.07MPa；駕駛區(qū)的壓力P=0.02MPa；發(fā)動(dòng)機(jī)處的壓力P=0.016MPa，根據(jù)靜力工況下有限元計(jì)算及分析步驟得出結(jié)果：

1）一邊懸空工況下應(yīng)力分布結(jié)果

圖12為一邊懸空工況下應(yīng)力分布，由圖可知最大應(yīng)力為380.63MPa，最小應(yīng)力為0，最大應(yīng)力出現(xiàn)在坐凳上。

圖12 一邊懸空工況下應(yīng)力分布

2）一邊懸空工況下總體變形結(jié)果

圖13為一邊懸空工況下總體變形分布，由圖可知最大位移為8.663mm，最小位移為0，最大位移出現(xiàn)在坐凳下支撐板上。

圖13 靜力工況下總體變形

3）一邊懸空工況下應(yīng)變分布結(jié)果

圖14為一邊懸空工況下應(yīng)變分布，由圖可知最大應(yīng)變值為0.0019922，最小應(yīng)變值為0，最大應(yīng)變值出現(xiàn)在車架縱梁上。

圖14 一邊懸空工況下應(yīng)變分布

4 正三輪車車架結(jié)構(gòu)的改進(jìn)

4.1 正三輪車車架結(jié)構(gòu)整體優(yōu)化目的

在對正三輪車車架的四種工況分析后結(jié)果顯示：車架的裝載區(qū)由于焊合梁較少，導(dǎo)致車架上兩根圓管與車架縱梁接觸的地方應(yīng)力與應(yīng)變值都急劇加大；車架的駕駛區(qū)由于坐凳板太過薄，而且面積也不大，所以顯示的變形較大，應(yīng)力與應(yīng)變值也過大；發(fā)動(dòng)機(jī)處應(yīng)力與應(yīng)變值變化都不算大，所以改進(jìn)裝載區(qū)與駕駛區(qū)成為本次改進(jìn)的重點(diǎn)。

4.2 正三輪車車架結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案

基于以上對正三輪車車架薄弱環(huán)節(jié)的發(fā)現(xiàn)，該方案則根據(jù)所發(fā)現(xiàn)處的問題進(jìn)行改進(jìn)，再進(jìn)行有限元分析并比較優(yōu)化后的車架性能。

首先，對于裝載區(qū)的改進(jìn)。由原圖可知，中間的兩根圓管起到了支撐三根車架縱梁的作用，但是未能承載到車廂的重量，所以導(dǎo)致圓管與縱梁接觸的地方的應(yīng)力與應(yīng)變值急劇增大?，F(xiàn)將中間的縱梁去除，將兩根圓管改成三根方管變成橫梁，用來支撐車廂焊合部分。然后就是對駕駛區(qū)的改進(jìn)，從變形圖上可以得知，坐凳變形較大，往下彎曲嚴(yán)重?，F(xiàn)將坐凳下方焊接一個(gè)小方管用來支撐坐凳。以上就是根據(jù)之前的分析結(jié)果所得來的改進(jìn)方案，現(xiàn)在重新設(shè)計(jì)正三輪車車架的三維模型。修改后的三維模型圖如圖4所示。

圖15 改進(jìn)后的正三輪車車架三維模型

4.3 改進(jìn)后的正三輪車車架的有限元分析

4.3.1 正三輪車車架靜力工況

改進(jìn)后的正三輪車，在裝載區(qū)與車廂接觸的面積發(fā)生變化，所以所施加的載荷也隨之而變化。經(jīng)計(jì)算，改變后的接觸面積S=74800mm2，所以

駕駛區(qū)的壓力與面積不變，發(fā)動(dòng)機(jī)處壓力與面積不變，所以兩處的載荷不變。

1）靜力工況下應(yīng)力分布結(jié)果

圖16為靜力工況下應(yīng)力分布，由圖可知最大應(yīng)力為81.035MPa，出現(xiàn)在車廂與方管接觸處，而改進(jìn)前最大應(yīng)力為161.23MPa，相對改進(jìn)前的靜力工況下的最大應(yīng)力值有了明顯減小。

圖16 靜力工況下應(yīng)力分布

2）靜力工況下總體變形結(jié)果

圖17為靜力工況下總體變形，由圖可知最大位移為0.58132mm，出現(xiàn)在坐凳右方，而改進(jìn)前最大變形出現(xiàn)在坐凳上為1.3998mm相對改進(jìn)前的靜力工況下的最大變形有了明顯減小。

圖17 靜力工況下總體變形

3）靜力工況下應(yīng)變分布結(jié)果

圖18為靜力工況下應(yīng)變分布，由圖可知最大應(yīng)變值為0.00040982，出現(xiàn)在車廂與方管接觸處，而改進(jìn)前最大應(yīng)變值出現(xiàn)在坐凳后方為0.00081562，相對改進(jìn)前的靜力工況下的應(yīng)變值有了明顯減小。

圖18 靜力工況下應(yīng)變分布

4.3.2 正三輪車車架緊急制動(dòng)工況

1）緊急制動(dòng)工況下應(yīng)力分布結(jié)果

圖19為緊急制動(dòng)工況下應(yīng)力分布最大應(yīng)力為79.138MPa，出現(xiàn)在車廂與方管接觸處，而改進(jìn)前最大應(yīng)力為161.26MPa，出現(xiàn)在坐凳中間，相對改進(jìn)前的緊急制動(dòng)工況下的最大應(yīng)力值有了明顯減小。

圖19 緊急制動(dòng)工況下應(yīng)力分布

2）緊急制動(dòng)工況下總體變形分布結(jié)果

圖20為緊急制動(dòng)工況下總體變形分布，由圖可知最大位移為0.58202mm，出現(xiàn)在坐凳右方，而改進(jìn)前最大位移為2.217mm，出現(xiàn)在坐凳下支撐板上，相對改進(jìn)前緊急制動(dòng)工況下的最大變形有了明顯減小。

圖20 緊急制動(dòng)工況下總體變形分布

3）緊急制動(dòng)工況下應(yīng)變分布結(jié)果

圖21為緊急制動(dòng)工況下應(yīng)變分布，由圖可知最大應(yīng)變值為0.00040069，出現(xiàn)在車廂與方管接觸處，而改進(jìn)前最大應(yīng)變值為0.00081579，出現(xiàn)在坐凳后方，相對改進(jìn)前緊急制動(dòng)工況下的最大應(yīng)變值有了明顯減小。

圖21 緊急制動(dòng)工況下應(yīng)變分布

4.3.3 正三輪車車架急轉(zhuǎn)彎工況

1）急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)力分布結(jié)果

圖22為急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)力分布，由圖可知最大應(yīng)力為81.035MPa，出現(xiàn)在車廂與方管接觸處，而改進(jìn)前最大應(yīng)力161.23MPa，出現(xiàn)在坐凳中間，相對于改進(jìn)前急轉(zhuǎn)彎工況下的最大應(yīng)力值有了明顯減小。

圖22 急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)力分布

2）急轉(zhuǎn)彎工況下總體變形分布結(jié)果

圖23為急轉(zhuǎn)彎工況下總體變形分布，由圖可知最大位移為0.58132mm，出現(xiàn)在坐凳右方，而改進(jìn)前最大位移為6.008mm，出現(xiàn)在坐凳下支撐板上，相對于改進(jìn)前急轉(zhuǎn)彎工況下的最大變形有了明顯減小。

圖23 急轉(zhuǎn)彎工況下總體變形分布

3）急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)變分布結(jié)果

圖24為急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)變分布，由圖可知最大應(yīng)變值為0.00040982，出現(xiàn)在車廂與方管接觸處，而改進(jìn)前最大應(yīng)變值為0.00081562，出現(xiàn)在坐凳上相對于改進(jìn)前急轉(zhuǎn)彎工況下的最大應(yīng)變值有了明顯減小。

圖24 急轉(zhuǎn)彎工況下應(yīng)變分布

4.3.4 正三輪車車輪一邊懸空工況

1）一邊懸空工況下應(yīng)力分布結(jié)果

圖25為一邊懸空工況下應(yīng)力分布，由圖可知最大應(yīng)力為281.89MPa，出現(xiàn)在車廂與方管接觸處，而改進(jìn)前最大應(yīng)力為380.63MPa，出現(xiàn)在坐凳上，相對于改進(jìn)前車輪一邊懸空工況下的最大應(yīng)力值有了明顯減小。

圖25 一邊懸空工況下應(yīng)力分布

2）一邊懸空工況下總體變形分布結(jié)果

圖26為一邊懸空工況下總體變形分布，由圖可知最大位移為4.2584mm，出現(xiàn)在車架尾部，而改進(jìn)前最大位移為8.663mm，出現(xiàn)在坐凳下支撐板上，相對于改進(jìn)前車輪一邊懸空工況下的最大變形有了明顯減小。

圖26 一邊懸空工況下總體變形分布

3）一邊懸空工況下應(yīng)變分布結(jié)果

圖27為一邊懸空工況下應(yīng)變分布，由圖可知最大應(yīng)變值為0.0014272，出現(xiàn)在車架與圓管接觸處，而改進(jìn)前最大應(yīng)變值為0.0019922，出現(xiàn)在車架縱梁上，相對于改進(jìn)前車輪一邊懸空工況下的最大應(yīng)變值有了明顯減小。

圖27 一邊懸空工況下應(yīng)變分布

5 結(jié)語

本文對正三輪車車架所進(jìn)行的性能研究主要是在四種不同工況下，即靜力工況、緊急制動(dòng)工況、急轉(zhuǎn)彎工況和一邊懸空工況。通過有限元分析軟件得出在這四種不同工況時(shí)車架的應(yīng)力應(yīng)變以及總體變形結(jié)果，根據(jù)分析結(jié)果找出薄弱環(huán)節(jié)最后再在原有車架基礎(chǔ)上進(jìn)行改進(jìn)優(yōu)化，優(yōu)化后再通過有限元分析這四種工況下的車架應(yīng)力應(yīng)變以及總體變形結(jié)果，將上述兩者分析結(jié)果作對比如下：

1）在靜力工況下最大應(yīng)力由改進(jìn)前161.23Mpa減小為81.035Mpa，最大應(yīng)變由改進(jìn)前0.00081562減小為0.00081562，總體變形由改進(jìn)前1.3998mm減小為0.58132mm。

2）在緊急制動(dòng)工況下最大應(yīng)力由改進(jìn)前161.26Mpa減小為79.138Mpa，最大應(yīng)變由改進(jìn)前0.00081579減小為0.00040069，總體變形由改進(jìn)前2.217mm減小為0.58202mm。

3）在急轉(zhuǎn)彎工況下最大應(yīng)力由改進(jìn)前161.23Mpa減小為81.035Mpa，最大應(yīng)變由改進(jìn)前0.00081562減小為0.00040982，總體變形由改進(jìn)前6.008減小為0.58132。

4）在一邊懸空工況下最大應(yīng)力由改進(jìn)前380.63Mpa減小為281.89Mpa，最大應(yīng)變由改進(jìn)前0.0019922減小為0.0014272，總體變形由改進(jìn)前8.663mm減小為4.2584mm。

有上述分析結(jié)果可知改進(jìn)后的正三輪車架的各項(xiàng)參數(shù)均優(yōu)于改進(jìn)前，因此上述改進(jìn)方法合理。