2.1 边界条件的确定
车架静力分析时，应消除刚体位移，保证结构总刚度矩阵非奇异，须对车架进行必要的约束。由于车架通过悬架系统、车轮支承在地面上，当有限元模型将悬架系统与车架组合成整体式计算模型后，边界条件可简化为约束前后悬弹簧单元接地处的自由度，让车架形成一简支梁结构。根据车辆电测的有关标准[2]和车辆实际运行时的受力情况，车架的静力分析要考虑弯曲工况和弯曲扭转工况，由于是研究牵引车车架，因此还要考虑牵引力的作用。
在弯曲工况的分析计算中，车架静止平放，满载，故可以将前后悬弹簧底部节点固定，约束所有自由度。在弯曲扭转工况的分析计算中，车架静止，满载，其中一个前轮或后轮抬高200mm，故可以将抬高车轮处的弹簧单元底端约束除Z 轴向移动之外的所有自由度，再给该处一个沿Z 轴正向的200mm 的强迫位移，未抬高车轮处的弹簧单元约束如同弯曲工况。
2.2 载荷的简化及加载
载荷的简化与施加是否和实际相符或接近直接关系到计算结果的真实性，在进行弯曲和弯曲扭转工况计算时，车架所受载荷一致，主要包括驾驶室的重力、发动机的重力、鞍座所受压力和牵引力，以及车架自重。
该车架的主要技术参数如下：
所牵引的列车允许拖挂总重(G.C.W.)： 70,000 公斤
车辆总重(G.V.W.)： 34,000 公斤
前桥最大承载能力 ： 7,500 公斤
后桥最大承载能力： 26,800 公斤
鞍座允许最大承载能力： 24,602 公斤
驾驶室总重： 800 公斤
发动机总重： 800 公斤
驾驶室总重800 公斤，按其长度沿纵梁施加均布载荷；发动机重量为800 公斤，将其均布在支承发动机的四块支承板上；鞍座允许最大承载能力为24,602 公斤，考虑到车辆制动时产生的载荷转移，在鞍座上施加25，000 公斤的压力载荷；该车牵引的列车允许拖挂的总重为70，000 公斤，形成的牵引力通过挂钩作用在鞍座上，方向是沿X 轴向后，可以简化为作用在鞍座上与承载压力在同一位置的X 向均布载荷；车架自重力视具体结构可作为均布载荷分布到结构的相应结点上，也可以密度和重力加速度的方式施加，在此选用后者，在模型上施加-9800mm/s2 的重力加速度，模拟车架自重。
2.3 静态计算结果与分析
2.3.1 弯曲工况的计算结果
弯曲工况的应力分布图如图3、图4 所示，单位为：MPa。
图3 弯曲工况的应力分布图 图4 弯曲工况下除去鞍座后车架的应力分布
2.3.2 弯曲扭转工况的计算结果
弯曲扭转工况以右后轮抬高200mm 为例，其应力分布图如图5、图6 所示，单位为：MPa。
图5 弯扭工况去除鞍座后的应力分布图 图6 弯扭工况下第二、三横梁及靠背粱的应力分布图
2.3.3 计算结果分析
车架在弯曲工况时，总体应力不大，高应力区集中在纵粱的靠背梁、第三横梁和外包粱所在位置处，最大应力不超过200MPa，远小于该车架材料的抗拉强度800MPa。相对而言，受力较大处在鞍座部位，应力相对较大，但仍没有超过车架的抗拉强度。弯曲工况下，第二、第三横焊缝周围的应力值较小。
车架在右后轮抬高的弯曲扭转工况时，高应力区集中在车架纵粱的第三横梁附近及后轴位置上的加强板处，其值不超过330MPa。焊接部位的高应力区也在第三横梁上，焊接处应力最大值不超过250MPa，说明在这种焊接结构下，焊接性能优良，焊缝结构值得借鉴，横梁设计合理，可以用于改进其它车型的车架横梁结构。
经上述分析可知，该车架的结构设计合理，大部分部位应力远小于车架材料的抗拉强度，性能稳定，焊接性能优良。可通过优化的方法在保证或提高性能的前提下，改进车架结构，减轻车架自重。
3 动态性能分析
模态分析是研究结构动态性能的基础，车架可看成一个多自由度弹性振动系统，作用于这个系统的各种激振力就是使牵引车车架产生复杂振动的动力源。引起各种激振力的因素可概括为两类：一是汽车行驶时路面不平度对车轮作用的随机激振；二是发动机运转时，工作冲程燃烧爆发压力和活塞往复惯性力引起的简谐激振。如果这些激励力的激振频率和车架的某一固有频率相吻合时，就会产生共振，并导致在车架上某些部位产生数值很大的共振动载荷，会造成车架的破坏。在此，主要分析第一种情况，即先以模态分析求出车架的固有频率和振型，在此基础上分析路面不平度对车架作用的随机激振情况，确定车架的动态特性。
3.1 模态分析
模态计算该车架的自由振型，即取消所有约束条件、承载情况和前后悬弹簧的作用，在ANSYS中用Block Lanczos 法提取自由振动时的前15 阶固有频率，由于刚体位移，前6 阶的频率为零，其余各阶频率如下表。
表1 车架的7～15 阶固有频率及振型
