车架设计手册

1、车架设计手册1，范围本手册适用于客车底盘非承载式及半承载式车架的设计。2 引用标准下列文件中的条款通过本标准的引用而成为本标准的条款。凡是注日期的引用文件，其随后所有的修改单（不包括勘误的内容）或修订版均不适用于本标准，然而，鼓励根据本标准达成协议的各方研究是否可使用这些文件的最新版本。凡是不注日期的引用文件，其最新版本适用于本标准。GB1958-80 形状和位置公差检测规定GB1184-80 形状和位置公差GB3323-87 钢熔化焊对接接头射线照相焊缝质量分级3 符号、代号、术语及其定义车架：汽车承载的基体，支撑着发动机、离合器、变速器、转向器、非承载式（或半承载式）车身等所有簧上质量的有

2、关机件，承受着传给它的各种力和力矩。纵梁：车架总成中主要承载元件，也是车架中最大的加工件，其形状应力求简单。纵梁沿全长方向多取平直且断面不变或少变，以简化工艺。有时也采取中间断面高、两边较低来保证纵梁各断面应力接近横梁：横梁将左右纵梁连在一起，构成完整的车架总成，保证车架有足够的扭转刚度，限制其变形和降低某些部位的应力。有的横梁还需作为发动机、散热器以及悬架系统的紧固点。4 设计准则4.1应满足的安全、环保和其它法规要求及国际惯例车架总成在正常使用条件下，纵梁等主要零件在使用期内不应有严重变形和开裂。4.2 应满足的功能要求及应达到的性能要求 车架应有足够的弯曲刚度，以使装在其上的有关机构之间

3、的相对位置在汽车行驶过程中保持不变并使车身的变形量最小；车架也应有足够的强度，以保证其有足够的可靠性和寿命， 4.3 设计输入、输出要求设计输入为设计任务书及底盘总布置图；设计输出为车架总成图及相关分总成及零件图。4.4设计过程的节点控制要求车架总成要负责控制校核如下内容：1） 协调发动机及其附件在车架纵梁上的安装孔及牛腿安装孔；2） 横梁位置与底盘分总成（油箱、电瓶）及车身结构（前、中、后门、侧围立柱）的匹配；3） 协调制动管路、暖风管路、电线束、油路等管线在车架中的分布及穿线管；4） 校核底盘各总成间的运动干涉，相关总成的装缷空间（如缓速器、传动轴）。5 布置要求客车车架在设计过程中不但要

4、考虑各总成零部件的合理布置以及其方便维修性、可靠性和工艺性, 还要充分考虑最大限度地满足车身对底盘的特殊要求, 如纵梁的结构、横梁和外支架(牛腿) 的位置及连接方式、行李箱大小、地板高度和通道宽度、驾驶区及座椅布置、车门数量和位置等。对同样型号的客车底盘, 不同的用户对车架的要求不尽相同, 甚至有较大的差异。6 结构设计要求6.1模块化设计要求1) 由设计任务书及底盘总布置确定车架基本结构（三段式、直大梁1）和基本参数（轴距、前悬、后悬及前后纵梁开档、纵梁截面）；2） 由动力总成中发动机布置确定纵梁上发动机悬置安装孔位置；由冷却系总成布置确定水箱牛腿及风扇牛腿安装位置；由进气系总成布置确定空滤

5、器支架安装位置；由排气系总成确定消声器支架安装位置；由空调总成确定压缩机牛腿安装位置；3） 由前、后悬架总成布置确定前、后悬钢板支架位置、减震器、缓冲块安装位置或空气弹簧支架安装位置、推力杆支架安装位置、稳定杆支架安装位置等；4） 由转向系总成布置确定方向机安装位置、 中间垂臂支架安装位置或角转向器支架安装位置；5） 由车身总布置确定车架各牛腿安装位置；如上述几条中安装位置有干涉，则和相关设计人员勾通并协商统一解决。至此，车架基本框架就已完成，接下来就是车架各部分总成的细节设计2。注： 1，本文不包括全承载式车身的全桁架结构车架注： 2，制图时可先作出坐标网格线以方便作图6.2标准化结构、零部

6、件6.2.1纵梁结构及强度设计纵梁的形状及断面如右图1示：纵梁受力极为复杂，设计时不仅应注意降低各种应力，改善其分布情况，还应注意使各种应力峰值不出现在同一部位上。例如，纵梁中部弯曲应力较大，则应注意降低其扭转以应力，减小应力集中并避免失稳。而在其前、后端，则应着重控制悬架系统引起的局部扭转。提高纵梁强度常用的措施如下：一、 提高弯曲强度1， 选定较大的断面尺寸和合理的断面形状（槽形梁断面高宽比一般为3：1）；2， 将上、下翼缘加厚或在其上贴加强板；图1 纵梁形状及断面3， 将受拉力翼缘适当加宽；二、 提高局部扭转强度1， 注意偏心载荷的布置，使相近的几个偏心载荷尽量接近纵梁断面的弯曲中心，并

7、使合成量较小；2， 在偏心载荷较大处设置横梁，并根据载荷大小及分散情况确定连接强度和宽度；3， 将悬置点布置在横梁的弯曲中心上；4， 当偏心载荷较大且偏离横梁较远时，可采用K形梁，或将该段纵梁形成封闭断面；5， 当偏心载荷较大且分散时，应采用封闭断面梁，横梁间距也应缩小；6， 选用较大的断面；7， 限制制造扭曲度，减小装配应力；三、 提高整体扭转强度1， 不使纵梁断面过大，在纵梁大断面处、横梁采用腹板连接；2， 翼缘连接的横梁不宜间距太近；四、 减小应力集中及疲劳敏感1， 尽可能减小翼缘上的孔（特别是高应力区），严禁在翼缘上打大孔；2， 注意外形的变化，避免出现波纹区或受拉严重变薄；3， 注意

8、加强端部的形状及连接，避免刚度突变；4， 避免在槽形梁的翼缘边缘处施焊，尤忌短焊缝和“点”焊；5， 必要时可采用铰孔或冲压边缘修磨，以提高某些薄弱部位的疲劳强度；五、 减小失稳1， 在受压翼缘和厚度的比值不宜过大（常在12左右）；2， 在容易失稳处加焊撑板；3， 在容易出现波纹处限制其平整度；六、 局部强度加强1， 采用较大的板厚；2， 在集中力较大处将纵、横梁局部贴加强板，必要时再将加强板压成肋或翻边；3， 加大支架紧固面尺寸，增多紧固件数量，并尽量使力作用点接近腹板的上、下侧。6.2.2横梁结构及强度设计在车架结构设计中，处理纵梁局部扭转的结构设计是最为重要的方面。其关键在于足够的横梁弯曲

9、刚度、合理的连接设计，以及横梁在纵梁上的正确布置。横梁将左、右纵梁联接在一起构成一个完整的框架，以限制其变形和改善某些部位的应力，有的横梁还同时作为发动机、散热器、以及悬架系统等的紧固点，这些都是在结构设计中的主要依据。横梁断面形状及连接形式如下图示：图2 横梁断面及连接形式6.2.3后钢板弹簧前支架及副簧前支架结纵梁的局部扭转一、 采用槽形横梁采用槽形横梁及大连接板（见图2a），使主簧支架通过纵梁和连接板紧固在一起。这种结构的优点是：a 连接板尺寸大，可以更加接近副簧支架，使其得到一定的支撑，同时亦可布置较多的紧固件，以提高连接强度；b 弹簧支架的载荷可通过连接板直接传到横梁上，连接板对纵梁

10、腹板也有较大的加强作用；c 槽形截面弯曲刚度极大，可使纵梁扭角减至很小；d 由于两端有连接板加强，横梁可适当减薄；也有将槽形横梁的两端加宽而直接和纵梁上、下翼缘连接的（见图2c）,这样可以省去连接板，由于材料利用率的制约，连接宽度有限，容易出现紧固件损坏及横梁开裂等问题，往往不如上述结构可靠。但当不用副簧时，则较适用。这种结构的优点是结构简单、质量轻。为了折衷以上两个方案，可以槽形横梁的上下方各采用一个连接板（见图2b），或仅在其下方采用一个连接板。二、 采鳄鱼式横梁鳄鱼式横梁通常由帽形截面在其两端加接头构成，如下图3示：图3图3（a）翼缘连接 （b）腹板连接这种横梁的优点是：a 有较大的连接

11、宽度，使主、副簧支架都可得到支撑；b 截面高度较低，可以让开下部空间，使某些汽车的传动轴自由穿过；c 可用矩形胚料直接压制；鳄鱼式横梁的不足之处是：其弯曲刚度不如槽形横梁大，车架扭转时纵梁的应力偏大。因此，有些车将翼缘连接改为腹板连接。鳄鱼式横梁也可由两个帽形截面组成封闭的箱形截面，其扭转刚度极大，弯曲刚度比上一种也大。三、 采用圆管横梁通过法兰盘与弹簧支架及给纵梁连接在一起（见图2e），或直接穿过纵梁腹板和弹簧支架相连。这种结构的优点是：a 弹簧支架的扭转载荷可以直接传到横梁上；b 对纵梁的约束小，故在该节点处车架扭转应力较低；c 扭转刚度较大。这种横梁的不足之处是：横梁的弯曲刚度不如槽形横

12、梁；其连接宽度较小，不利于对副簧支架的支撑（当不采用副簧时即无此问题）四、 采用帽形截面横梁有些车上采用大截面帽形梁（见图2d）,可以得到较大的连接宽度和弯刚度，但用料较多，成本较高。6.2.4后钢板弹簧后支架及副长后支架对纵梁的扭转多采用槽形截面横梁，将两端加宽，直接和纵梁翼面相连（见图2c），由于后支架的受力支架，纵梁截面一般也比较小些。尤其当弹簧后端采用吊环结构时，两支架通常紧靠在一起，故使用中较少损坏。也有采用带连接板的槽形横梁的。6.2.5前簧前支架对纵梁的局部扭转在横梁设计和布置时，还需考虑发动机前悬置的设计情况。如悬置点支撑在横梁中部且较低时，采用“Z”形横梁较易实现（见图2f）

13、，如悬置点布置在左、右托架上，可优先考虑槽形横梁。6.2.6前簧后支架对纵梁的扭转由于空间限制，横梁必须有较大的弯度，这只有采用帽形截面才便于制造。但其两端和纵梁连接的部分一般要复杂一些，其形式较多，现列出几种车型所采用的结构，如图k图n所示。此横梁的设计难点还在于如何处理好与发动机悬置的关系，有时还需处理好与驾驶室悬置的关系。这有赖于车型设计、有关专业设计与车架设计的良好配合。在有些车上把发动机悬置布置在横梁上，并使横梁与弹簧支架对正，驾驶室悬置则布置上悬臂极小的托架上，或布置在另一横梁上（如下图4示）。从纵梁局部扭转看，这的确是比较好的结构方案，但往往难以实现。发动机悬置和弹簧支架错开一定

14、距离的情况，仍不少见。图4 发动机及驾驶室悬置横梁由于发动机尺寸过大或方便维修的需要，有时该处不设置横梁，而另将该段纵梁部分形成封闭截面，或在其后部采用“K”形横梁，将其沿纵梁向前延伸到弹簧支架处，并使该段纵梁形成封闭截面，以大大提高其抗扭能力。但在制造上是很麻烦的，在大量生产时较难接受。平衡悬架结构在这种情况下，纵梁局部扭转载荷极为集中，约为单轴上钢板弹簧一端载荷的4倍。故一般都采用由两根槽形梁组成的“工”字梁，并在其上、下面设置尺寸很大的连接板和纵梁翼缘连接。这样的结构，其垂直和水平方向的弯曲刚度及强度都很大，不仅可以有效的制约纵梁局部扭转，也为推力杆支架提供了可靠的支撑。但车架扭转时，该

15、处的应力将大大提高。为此有些车上将翼缘连接改腹板连接（见图2g），或翼缘腹板综合连接。大连接板的采用使车架抵抗平行四边形变形的能力大为增强。螺旋弹簧独立悬架结构在这种情况下，纵梁局部扭转载荷也很大，为钢板弹簧一端载荷的2倍，故横梁截面也应很大。常为箱形（前悬架）、帽形、管形和“Z”形（后悬架）。其它常见结构除弹簧支架以外，纵梁其它部位的局部扭转载荷一般较小，横梁的弯曲刚度和连接刚度都可以小一些，常见的结构如图2h图2j等。6.2.7设计要点车架受力复杂,纵梁和横梁截面形状和连接方式各式各样, 要设计出结构合理、可靠实用的客车底盘车架, 除通过理论计算和有限元分析外, 还应注意以下几个方面:1)

16、 充分考虑各总成零部件的总布置要求, 最大限度地满足车身对底盘的要求。2) 大客车车架纵梁和横梁应尽量采用抗弯强度大的槽形截面16MnL 汽车用大梁1, 根据不同的要求和布置需要,截面尺寸可不尽相同。3) 横梁与纵梁的连接结构是大客车车架设计考虑的重要方面,包括: 横梁与纵梁的上下翼面连接。该型式提高了纵梁的抗扭刚度, 但易产生约束扭转, 造成纵梁翼面出现较大的应力。由于客车车架与车身共同承载,因此可以采用。横梁与纵梁的腹板连接。该型式连接刚度差, 必须相应加强车架刚度, 大客车车架不适合使用。横梁与纵梁的腹板和下翼面同时连接。该型式具有前两种型式柔性抗扭和刚性抗弯的综合特点, 是大客车车架横

17、梁和纵梁最好的连接型式。4) 横梁与纵梁连接时, 横梁端部具有最大的应力, 为避免局部区域出现过大的连接负荷应力, 应通过加宽断面以尽可能增大连接区。5) 为提高车架抗弯曲刚度, 承受更大的载荷, 在直大梁搭接处及三段式的前中后连接处必须焊接加强板。加强板的厚度不能大于纵梁厚度, 且材质相同。面积较大时, 应采取塞焊、铆接或者螺栓连接+ 周边断续焊。6) 悬架为高负荷区, 在钢板弹簧支架传力处应有加强横梁, 或采用用加筋板、箱状件加强而构成的受剪结构,且该处纵梁不能对接。7) 等高度纵梁的对焊应远离高负荷区,一般采用45斜焊缝,要打坡口且有材质相同厚度不大于纵梁的加强板。8) 车架纵梁的钻孔要

18、远离焊缝, 一般禁止在翼面上钻孔, 若特殊需要, 应尽量靠近腹面, 禁止在纵梁弯曲区域内孔。钻孔时应满足下图示要求（不包括工艺孔）：Amix=3xD(最小为40)Bmix=4xDCmix=3xDD=钻孔直径9) 为满足客车车架总布置的要求可合理地在纵梁翼面上切槽，但切槽深度不能大于翼面宽度2/ 3。MANA55、A62 及重汽公司开发的E12 等大客车底盘均有这样的设计。10) 横梁和外支架应尽量增加合理的减重孔。11) 采用封闭型材的刚性抗扭车架, 应使用焊接技术连接, 横梁可采用管材,插入纵梁中焊接。图6注： 注：1，在城市公交车底盘车架设计中也可采用异形钢管（WL510或16MnL，壁厚

19、4.06.0）。6.3数据表达要求6.3.1纵梁的加工及公差要求 1 长度偏差不得超过mm；2 腹板纵向直线度公差不超过全长的0.4%， 每1米内的偏差不大于2mm；3 翼缘纵向直线度公差不超过全长的0.1%；4 断面尺寸（见右图6）a) 幅板面在范围C内的直线度偏差不大于0.3mm；b) 纵梁断面高度A值的偏差mm；c) 横梁处测量开口尺寸B的偏差mm；d) 腹板C范围内直线度公差为0.3mm；e) 纵梁内侧圆角半径R的偏差为1mm。5修补要求a) 纵梁滚轧后，不允许出现裂纹；b) 纵梁冲压时产生的裂纹在距离两端400mm范围，其长度不超过200mm，在纵梁其他部位的长度不超过100mm，且

20、不多于四处，裂纹处允许用电弧补焊，并要打磨平光，焊缝之间的距离不小于300mm(纵向裂纹)。c) 两端头折弯时，如有长度不大于5mm的裂纹，允许不补焊。d) 纵梁采用冲压制造时，应无起皱和边缘冲裁不齐的现象。6禁止使用手工热切割方法加工纵梁上的孔，纵梁只允许冷校止。7装配组孔的位置度a) 在同一平面内，同一组孔的位置度公差为0.3mm。b) 同一零件装在纵梁幅板、翼缘两平面上的两组孔，其孔边距（孔至另一边的距离）偏差为0.5mm。8在冲压成形时，造成的材料局部减薄不得超过材料厚度的10%。图79当钻孔或冲孔出现毛刺，并因此给铆接带来困难时，或者为了避免由毛刺造成的损伤，必须去毛刺。规定：倒角1

21、0.5*456.3.2 纵梁加强板（见图6及图7）1 腹板纵向直线度公差为6mm(在C范围内测量)；2 断面尺寸a) 腹板C范围内直线度公差为0.4mm；b) 纵梁内侧圆角半径R的偏差为1mm；c) 当采用图1断面的加强板开口尺寸B的偏差为mm；A的偏差为mm3 装配孔的位置度，冲压料厚变薄的要求符合3.1.8和3.1.9条款的要求6.3.3 横梁 1当横梁采用铆接（或螺栓联接）方式与纵梁联接时，横梁上分别与左右纵梁铆接（或螺栓联接）的组孔之间尺寸的偏差为0.5mm；2当横梁采用焊接方式与纵梁联接时，焊缝要求按GB3323-87要求达到II级或II级以上标准。3槽形横梁断面尺寸形状偏差应符合6

22、.3.1条第4条中a、c、d的规定。4非槽形横梁不允许有裂纹。5 槽形横梁在两端100mm范围内裂纹长度不得大于20mm，在其它部位折弯处长度不得大于50mm，但裂纹不得多于两处。裂纹外允许用电弧焊补焊，但要打磨平光（纵向裂纹）。7. 材料选用要求纵梁如采用槽钢，则材料为WL510/16MnL；如采用异型钢管，则材料采用WL510;纵梁加强板采用与纵梁相同材料，但壁厚不大于纵梁壁厚。横梁材料一般采用16MnL、WL510、Q235A8. 性能设计要求车架应有足够的强度和刚度，在正常使用条件下不允许出现纵梁开裂损坏。9设计计算客车具有扭转柔性明显的承载系统，其车架的计算任务是：确定汽车以满载在不

23、平度很小（对称加载）的平坦路面上以需考虑动载荷的足够高的车速行驶时车架元件的应力。确定汽车以满载低速行驶于坏路面且当轴荷分配较小载荷的那个桥的一个车轮滚上30cm高的凸包时车架元件的应力。为了不仅评价车架的总柔性及作用在车架上的应力，而且要弄清变形和应力突变处的危险断面以及它们沿车架长度的变化情况，则应对通过特征点（横梁联接处、纵梁断面高及宽的变化处、加载点等）的一系统横向平面处的车架挠度、扭转角和应力进行计算。计算结果最好能用沿车架长度绘出挠度、转角和应力图表达出来。为了简化计算，可将车架看作平面结构，而纵、横梁则以杆件代替，纵横联接处的交角认为是刚性的，且认为代替车架元件的杆件在两结点（或

24、特征点）实间的全长上的惯性矩不变，并取为该元件惯性矩的平均值。最简单的梯形车架的计算，是在对称载荷（弯曲）作用下求简化为简单梁的纵梁的挠度和应力。在反对称载荷（扭转）作用下，由两根纵梁和若干根横梁组成的车架是一个静不定系统。用材料力学教程给出的一些方法求解这一静不定系统各元件的应力和变形计算十分复杂、工作量很大。然而如果对系统作某些假设则可使计算大为简化。车架的简化计算设车架各元件的弯曲变形与其扭转变形相比是很小的，则可按下述方法进行简化计算：下图为梯形车架在反对称载荷作用下的受扭情况简图。作用于车架上的4个力R位于前、后轮轴线所在的横梁铅垂平面内，这是各横梁的扭转角相等。此外，纵、横梁单位长

25、度的扭转角亦相等。由于扭转角与扭矩T、扭转刚度GJk存在下述关系：梯形车架在反对称载荷作用下受扭情况简图横梁；14纵梁的区段(单位为：rad)(单位为：（）) (式1)式中T车架元件所受的扭矩，N mm； l车架元件的长度，mm； G材料的剪切弹性模量，Mpa； Jk车架元件横断面的极惯性矩，mm4；因此，作用在车架各元件上的扭矩Tk与该元件的扭转刚度GJkk成正比，故有T ：T ：T1 ：T2 ：T4 =Jk：Jk：Jk ：Jk1 ：Jk2：Jk4 式（2)式中T ，T ，横梁，所受的扭矩； Jk，Jk，横梁，横断面的极惯性矩； T1，T2，纵梁在，和，横梁间所受的力矩； Jk1，Jk2，纵

26、梁在，和，横梁间断面的极惯性矩；如果将车架由对称面处切开（见下图），则切掉的一半对尚存的一半的作用相当于在切口横断面上作用着扭矩T，T，T和横向力Q，Q，Q，对最右边的横梁取力矩的平衡方程式，则有：RL-( T+ T+ T+ T+ T)+ Ql1- Q(l1 +l2)- Q(l1 +l2+l3)- Q(l1 +l2+l3+l4)=0 式（3）由式（2）得 式（4）将以上各式代入式（3），经整理后得： 式（5）式中 n横梁数； m两横梁间的纵梁区段数 C车架宽这样，已知各横梁和纵梁各区段横断面的极惯性矩时，便可求出横梁I所受的扭矩TI，将TI代入式（4）的有关各项，则可进而求出其他各横录像所受的

27、扭矩TII，TIII，TIV，TV，及纵梁在各横梁之间所受的扭矩T1，T2，T3，T4。由上述计算可见，车架所受的扭转力矩是由纵、横梁共同承受的。但对于扭转刚度较小的货车梯形车架而言，作用在车架上的弯曲力矩主要是由车架纵梁承受。为了计算弯曲力矩，假定车架所支承的全部载荷的一半由一根纵梁承担。先求出装在车架上各总成、构件及装载质量对车架产生的集中载荷及其作用点，如图示。这时簧下质量除外，而悬架弹簧、传动轴等跨车架和车桥两边的构件则其重力的一半。对应这些载荷，设前钢板弹簧的前、后支点的支承反力为Rff，Rfr；后钢板弹簧的支承反力为Rrf，Rrr，则： 式（6）式中 F1，F2，Fn作用在纵梁上集

28、中静载荷，N； l1，l2，ln各载荷F1，F2，Fn的作用点距车架前端的距离，mm； lf，lr，前、后轮距车架前端的距离，mm；由下列二式可求出Rf，Rr： 式（7）如果前、后轮均装在其弹簧的正中间，则： 式（8）求得这些集中静载荷F1，F2，Fn，Rf，Rr以及这些力的作用点的位置l1，l2，ln，则可计算纵梁在各力作用点的弯矩并绘出纵梁的弯矩图。例如：在F5力作用点处的弯矩为： 式（9）考虑到路面不平度引起的冲击和振动等靠造成的动载荷，可对纵梁的最大弯矩Mmax乘以动载荷系数kd并取kd=2.54.0，轿车取小值，越野车取大值。如果再考虑车架多为疲劳损伤，且取疲劳安全系数n=1.151

29、.40，则可求得动载荷 下的最大弯矩为： 式（10）则弯曲应力可按下式求得： 式（11）式中W纵梁在计算断面处的弯曲截面系数，对于槽形断面的纵梁 式（12）式中 h槽形断面的腹板高； b翼缘宽； t梁断面的厚度；当车架纵梁承受的是均匀分布的载荷（见下图）时，车架强度的简化计算可按下述进行 ，但需作一定假设。即认为纵梁为支承在前、后轴上的简支梁；空车时簧上负荷Gs均匀分布在左、右纵梁的全长上(对4X2货车可取，为汽车整备质量)；满载时有效载荷Ge则均布在车箱范围内的纵梁上；忽略不计局部扭矩的影响。在图中，Rf为一根纵梁的前支承反力，由图可求得： 式(13)在驾驶室的长度范围内这一段纵梁的弯矩为：

30、 式（14）驾驶室后端至后轴这一段纵梁的弯矩为：式（15）显然，最大弯矩就发生在这一段梁内。可用上式中的弯矩求导数并令其为零的方法求出最大弯矩发生的位置x，即：式（16）由此求得：式（17）将上式代入式（15），即可求出纵梁承受的最大弯矩。如果再考虑到动载荷系数及疲劳安全系数，并将它们代入式（10）及式（11），则可求出纵梁的最大弯曲应力。按式（11）求得的弯曲应力不应大于纵梁材料的疲劳极限。对于16Mn钢板，=220260Mpa。当纵梁受力变形时，翼缘可能会受力破裂，为此可按薄板理论进行校核，由于临界应力为：式（18）式中 E-材料的弹性模量，对低碳钢和16Mn钢：E=2.06X105Mpa

31、； u-泊松比，对低碳钢和16Mn钢，取u=0.290； t-纵梁断面的厚度； b-纵梁槽形断面的翼缘宽度。将E，u代入式（18），得：b16t为了保证整车及有关机件的正常工作，对纵梁的最大挠度应予以限制。这就要对纵梁的弯曲刚度进行校核。如果把纵梁看成是支承跨度为轴距的简支梁，根据材料力学给出的截面惯性矩为的简支梁在其跨度的中间承受集中载荷P时，挠度与刚度的关系式可知。根据德国对各种汽车车架的实验结果表明，当轴距的单位为m，的单位为cm2,为使纵梁在满载时的挠度在容许值以内，则应使12，或应使。大多数的汽车的值在2030间，日本的一些平头载货汽车甚至达到了58.3。对车架扭转刚度GJ的校核，可按式（1）进行。另外，随着现代计算机软、硬件技术的发展，车架作为一个大型复杂结构对其进行有限元分析计算已广为应用。有限元的基本思路就是将复杂的结构视为由简单的基本的有限单元所组成，是一种离散化数值的计算方法，借助于矩阵方法与计算机技术相结合，可以进行复杂结构