毛智琳，蔣建東，章沈強，楊振興，張奮飛，楊錦章

(1. 星光農(nóng)機股份有限公司浙江省智能農(nóng)機重點企業(yè)研究院，浙江湖州，313017；2. 浙江工業(yè)大學特種裝備制造與先進加工技術(shù)教育部重點實驗室，杭州市，310014)

0 引言

全架式履帶拖拉機具有離地間隙高、接地壓力小、通過性好、轉(zhuǎn)向靈活、保護耕地泥腳、牽引力和打滑率比輪式拖拉機好[1]等優(yōu)點，廣泛用于丘陵地區(qū)犁耕的動力機械。整機的機架體形大、復雜程度高、關(guān)聯(lián)因素多，幾乎支撐著整機的全部重量，是各零部件連接的基體、整機的關(guān)鍵核心件之一。

國外機架設(shè)計在20世紀90年代就實現(xiàn)了計算機模型分析、動態(tài)仿真、參數(shù)優(yōu)化[2-6]，其較明顯特點是機架的主體結(jié)構(gòu)基本上用板料特制成型，綜合性能比較好。國內(nèi)在20世紀80年代橡膠履帶得到較快發(fā)展[7-10]，履帶拖拉機才開始快速發(fā)展起來。履帶行走的全架式機架在收割機、軍用車輛、工程機械上都得到應(yīng)用[11-13]。但機械用途不同，結(jié)構(gòu)也不一樣。履帶拖拉機犁耕是最基本的作業(yè)，對牽引力、附著力、穩(wěn)定性、可靠性要求較高，且每款機型對應(yīng)的機架要求又不同，目前設(shè)計理論依據(jù)不多，大部分仍憑經(jīng)驗用型材拼搭而成，對機架研究相對基礎(chǔ)薄弱和系統(tǒng)性不強，存在結(jié)構(gòu)不合理、變形和開裂等嚴重問題。本文以902履帶拖拉機機架為例，對機架的結(jié)構(gòu)布置、輪系分布、強度和剛度等要素進行設(shè)計并對機架開裂問題進行分析和優(yōu)化設(shè)計。

1 機架結(jié)構(gòu)與工作原理

1.1 機架結(jié)構(gòu)

對選定的發(fā)動機、變速箱等主要部件進行組合，擬定行走輪系等結(jié)構(gòu)模塊，設(shè)計出全架式履帶拖拉機機架聯(lián)接結(jié)構(gòu)，圖1所示。

整機機架由行走梁、上平面架、前后橋三大模塊組成。行走梁左右對稱分布于機架底部，固定導向輪、支重輪、中間輪、張緊輪和導軌等行走輪系部件；上平面架布置變速箱和發(fā)動機用螺栓連成一體，發(fā)動機前端和前托架固定于上平面架前上方，配重設(shè)置于前托架前端，變速箱兩側(cè)驅(qū)動軸殼由上平面架后支撐相聯(lián)，后聯(lián)接座懸掛工作部件；前后橋聯(lián)接上平面架和行走梁，前橋與張緊支架位置固定相聯(lián)，后橋與驅(qū)動輪位置固定相聯(lián)。

圖1 全架式履帶拖拉機機架承載聯(lián)接結(jié)構(gòu)Fig. 1 Frame external connection structure offull-frame crawler tractor1.配重 2.發(fā)動機 3.變速箱 4.驅(qū)動輪 5.懸掛件 6.工作裝置7.導向輪 8.機架(后橋) 9.機架(行走梁) 10.中間輪 11.導軌12.機架(前橋) 13.支重輪 14.張緊輪 15.機架(上平面架) 16.前托架

1.2 工作原理

通過設(shè)計上平面架固定變速箱、發(fā)動機、前托架、水箱及配重等部件，并聯(lián)接后懸掛件配置工作部件的位置，適當調(diào)節(jié)配重塊數(shù)量，充分發(fā)揮整機的牽引力和附著力的作用，使履帶在全作用范圍內(nèi)作業(yè)。通過前后橋分別在行走梁和上平面架的前后端固定連接，使整機保持一定的離地間隙，作業(yè)時具有一定的通過性同時還應(yīng)有工作穩(wěn)定性。在整機機架中，通過履帶傳輸變速箱驅(qū)動輪的動力，在行走梁上的支重輪、導軌、導向輪、張緊輪等共同作用下，支撐整機作業(yè)行走。

2 機架主要部件設(shè)計和參數(shù)確定

2.1 整機質(zhì)量確定

在機架設(shè)計時，首先必須確定整機質(zhì)量。拖拉機作為牽引農(nóng)機具的動力機械，自身重量直接關(guān)系附著力和牽引力。目前國內(nèi)市場上，全架式履帶拖拉機應(yīng)用動力普遍為51.5～73.5 kW，根據(jù)發(fā)動機功率與標定牽引力的關(guān)系式[14]

(1)

式中：Pe b——發(fā)動機標定功率，取66.2 kW；

FTb——拖拉機標定牽引力，N；

vj——基本犁耕作業(yè)速度，一般按9～10 km/h，本文取9.5 km/h；

ηTb——牽引效率，一般取0.6。

求得FTb≤15 050 N。

拖拉機的最大使用質(zhì)量

(2)

式中：φδ——滑移率為規(guī)定值時的附著系數(shù)，查得δ=20時φ20=0.65；

λ——牽引力為FTb時動態(tài)質(zhì)量分配系數(shù)，取1；

f——滾動阻力系數(shù)，取0.08。

求得msmax為2 694 kg。

同時依據(jù)國家鑒定大綱[15]，定義要求最小使用比質(zhì)量≤45 kg/kW，整機質(zhì)量Gg確定為2 540 kg。

2.2 整機初始重心位置確定

整機重心關(guān)系著機架的總布局，決定行走梁定位、上平面架對變速箱和發(fā)動機的布置和前后橋的高度，對牽引力、附著性能、穩(wěn)定性和操縱性有很大影響。

找初始重心，首先找一個相對穩(wěn)定幾何重心作參考。在圖1中，變速箱驅(qū)動輪兩側(cè)對稱，對安裝精度要求較高，軸中心線與變速箱縱向中心面相交點穩(wěn)定——相對中心。

設(shè)變速箱、發(fā)動機、工作裝置等裝配在機架上的部件重心的縱向偏差不計，以相對中心為坐標原點，求整機初始重心位置f(xg，yg，zg)。

(3)

式中：xg——整機重心在x軸上的位置，mm；

G1～Gn——變速箱等部件的質(zhì)量，kg；

x1～xn——變速箱等部件相對x坐標軸的位置，mm；

yg——整機重心在y軸上的位置，mm；

y1～yn——變速箱等部件相對y坐標軸的位置，mm；

zg——整機重心在z軸上的位置，mm。

各部件的裝配位置和重量已確定的情況下，代入式(3)，求得xg=439 mm、yg=65 mm、zg≈0。

整機重心位置，設(shè)計布置時盡可能地降低重心高度，并使實際重心位于拖拉機初始重心位置。當實際重心偏離初始重心的偏心距在-L0/6～L0/6之間內(nèi)[16]，履帶接地長度范圍全部受力，能最大發(fā)揮牽引力作用。選用不同農(nóng)機具時，可增減配重的方法調(diào)整重心位置。

2.3 行走梁設(shè)計

2.3.1 行走梁長度

依據(jù)國家標準[17]對接地比壓≤22 kPa的要求，求行走梁長度。

(4)

式中：P——接地壓力，kg/cm2；

L0——初定行走梁長度，mm；

B——履帶寬度，取400 mm；

求得L0≥1 445 mm。

2.3.2 輪系布置

行走梁的輪系分布，支重輪間距L1應(yīng)該設(shè)置為履帶節(jié)距p的非整數(shù)倍[11, 18]。為整機行走平順性好、振動小、附著力大等綜合因素，履帶拖拉機以田間作業(yè)為主，下田后充分發(fā)揮履帶承壓力，設(shè)接近角θ5和離近角θ4為3.5°，這樣履齒下沉后，導向輪和張緊輪的地面切線所包含的履帶板都能承壓。為安裝履帶方便，張緊輪前縮量L4為65 mm、后伸長量L5為35～45 mm。選取驅(qū)動輪與支重輪中心距h1為490 mm。行走輪系結(jié)構(gòu)簡圖如圖2所示。

圖2 行走輪系結(jié)構(gòu)簡圖Fig. 2 Schematic diagram of traveling gear train1.張緊輪 2.支重輪 3.履帶 4.中間輪 5.驅(qū)動輪 6.導向輪

根據(jù)內(nèi)接周長計算選配履帶。

(5)

式中：Lb——履帶長度，mm；

La——履帶包覆所有輪系內(nèi)接線的總長度，4 475 mm；

θ1、θ2、θ3——輪系中履帶包覆三個輪的圓心角，分別為94.81°、149.85°、108.94°；

δ——1/2履帶厚度，17.25 mm；

Δ——驅(qū)動輪齒數(shù)與履帶節(jié)數(shù)為奇數(shù)的履帶長修正數(shù)值，0～90 mm，本文選取8.1 mm。

代入式(5)，求得配置節(jié)距90 mm、寬400 mm、齒數(shù)51節(jié)的履帶。通過求解履帶規(guī)格，驗證了行走梁的長度選擇及輪系布置在合理范圍內(nèi)。

2.3.3 行走梁軌距

以上設(shè)計形成了單根行走梁，根據(jù)式(3)求得zg≈0，要求左右行走梁與縱向中心面對稱，行走梁軌距選擇應(yīng)在犁耕時不產(chǎn)生偏牽引，即農(nóng)機具阻力合力應(yīng)在整機的縱向?qū)ΨQ平面內(nèi)。另外軌距還受道路寬度限制，不能太寬。但若軌距太小，轉(zhuǎn)彎半徑減小，整機橫向穩(wěn)定性變差，操縱舒適性下降。

履帶行走裝置的接地長度L3和履帶軌距Bb的比值對轉(zhuǎn)向性能和轉(zhuǎn)向所需的功率影響很大。一般L3/Bb為1.2～1.4。根據(jù)圖2，接地長度為1 580 mm，履帶軌距選取1 150 mm，張緊輪和導向輪采用外懸掛在梁上，推得兩行走梁軌距為915 mm。

行走梁軌距確定后，測算拖拉機側(cè)翻穩(wěn)定性。

(6)

式中：θz——抗側(cè)翻角，(°)；

Bt——履帶鐵芯寬度，238 mm；

h1——支重輪與驅(qū)動輪的中心高度，490 mm。

代入求得抗側(cè)翻角θz=51.35°≥50°，符合抗側(cè)翻的基本要求[19]，軌距和重心高度處于不側(cè)翻穩(wěn)定狀態(tài)。

2.4 上平面架設(shè)計

拖拉機的兩個主要重量件，變速箱和發(fā)動機都固定于上平面架上，上平面架裝配結(jié)構(gòu)，如圖3所示。采用“定心、定線、定面”方法，利用驅(qū)動軸殼加工面圓心定心，使上平面架左右抱箍中心線與驅(qū)動軸殼中心線重合，使上平面架縱向中心面與左右驅(qū)動殼對稱中心面重合。發(fā)動機和前端固定座相連接，調(diào)整前托架長槽孔位置，用螺栓固定于前托架上。這樣設(shè)計連接方式優(yōu)點：變速箱、發(fā)動機直連后固定在上平面架上，形成一個強大的結(jié)構(gòu)整體，強度和剛度獲得很大提高；裝配通過適當調(diào)整就能達到空間布置的尺寸要求。主要尺寸：長(Ls)×寬(Bs)×高(Hs)為2 110 mm×620 mm×225 mm。

圖3 上平面架裝配結(jié)構(gòu)Fig. 3 Upper plane frame assembly structure1.配重 2.發(fā)動機 3.變速箱 4.抱箍 5.上平面架(后聯(lián)桿)6.上平面架(中間橫檔) 7.上平面架(前懸臂梁)8.發(fā)動機固定座 9.前托架

2.5 前后橋設(shè)計

為保證前后橋有足夠的強度和剛度，結(jié)構(gòu)型式設(shè)計成弧型的“八”字型結(jié)構(gòu)形狀，減少應(yīng)力集中。離地間隙國家標準[17]要求≥350 mm。實際應(yīng)用中盡量選擇大的離地間隙，不至于當行走機構(gòu)下陷量大時，使?jié)L動阻力增大；一旦下陷量等于離地間隙時，拖拉機上平面架接觸地，就會完全失去行走能力。上平面架和行走梁平行，所以前后橋高度一致。

離地間隙

Hc=h1+hsw+hbb+hbt-Hs≥350

(7)

h1=hwb+hb+Hs

(8)

式中：hsw——支重輪中心到履帶切點距離，92 mm；

hbb——履帶厚度，34.5 mm；

hbt——履帶齒高，33 mm；

Hs——上平面架橫梁下邊線到驅(qū)動輪中心高度，224 mm；

hwb——支重輪中心到梁上邊線高度，90 mm；

hb——前后橋垂直高度，mm。

(9)

式中：θs——爬坡角，(°)；

L2——支重輪與中間輪間距，mm。

從式(7)求得離地間隙為424.5 mm，符合國標要求。從式(8)求得前后橋垂直高度175 mm，通過式(9)驗證得爬坡角42°，滿足≥40°的基本要求[19]，重心高度yg處于爬坡穩(wěn)定狀態(tài)。

2.6 機架組合

經(jīng)過對行走梁、上平面架和前后橋的設(shè)計，按圖1、圖2進行機架組合。后橋的縱向位置和上平面架的變速箱驅(qū)動輪直支撐對齊，前橋和張緊輪支撐架中間結(jié)合一起。

機架選用焊接和力學性能都比較好的Q235A材料，進行100%強度焊接組合。機架組合如圖4所示。完善產(chǎn)品圖紙，標定形位公差，使設(shè)計要求在制造質(zhì)量上得到有效控制，發(fā)揮機架應(yīng)有的綜合性能和低能耗作用。

(a) 機架組合主視簡圖

(b) 機架組合右視簡圖圖4 機架組合Fig. 4 Frame combination

3 機架優(yōu)化改進

市場調(diào)查中，發(fā)現(xiàn)機架變形和開裂問題比較嚴重。因為拖拉機的工作條件惡劣，機架不僅承受著靜態(tài)力，還有更復雜的動態(tài)力[20-23]。

行走梁上的支重輪基本上均勻分布，對整機重量和行走沖擊的承載比較均衡。前后橋的后橋有直支撐和“八”字型斜撐桿組合，相對承載力較好；前橋僅有“八”字型斜撐桿，與上平面架的前懸臂梁相接，上部焊接部位受力狀況較差。上平面架后半部直支撐承載力較強，前半部有前懸臂梁且連接著發(fā)動機和配重塊，受力狀態(tài)相對最差。對機架的三大模塊分析得出受力最薄弱點：上平面架的前懸臂梁與前橋交接處。機架的實際變形和開裂情況也和上述分析相同，所以很有必要對前懸臂梁作強度和剛度計算。

3.1 強度剛度計算

為分析問題作假設(shè)：機架制造不變形，前托架至配重塊重心簡化為桿件，左右兩根前懸臂梁受力相等。求得單根支點的力與力臂：發(fā)動機前支撐點F1為1 930 N，力臂Ls為0.723 m；前托架重心點F2為530 N，力臂LT為0.175 m；配重塊重心點F3為1 570 N，力臂LP為0.65 m，作受力分析如圖5所示。

圖5 前懸臂梁受力分析Fig. 5 Force analysis of front cantilever beam

通過強度計算：最大彎曲應(yīng)力δmax為87.4 MPa,最大切應(yīng)力τmax為0.99 MPa。根據(jù)第三強度理論，截面上應(yīng)力δⅢ為87.5 MPa≤235 MPa(材料許用應(yīng)力)。

從上述計算結(jié)果得出：前懸臂梁能滿足靜態(tài)作用力。但實際情況是機架前懸臂梁還是有許多變形和開裂。因為機架還可能會受到以下幾種動態(tài)作用力。

1) 高速單邊轉(zhuǎn)向[16, 24]，頭部左右摔動，受側(cè)向拉彎力。

2) 拖拉機縱向越障[12]，上翹下撞，上下撞擊力。

3) 拖拉機側(cè)向爬坡越障[19]，側(cè)向作業(yè)時，受側(cè)向力。

4) 行駛中路況顛簸坡和發(fā)動機振動[25]，機架受高頻沖擊力。

5) 機架焊接加工殘余應(yīng)力[26]，使機架穩(wěn)定性、抗疲勞都降低，減少承載能力。

6) 作業(yè)中整機深陷泥田(圖6)，粘泥與上平面架平齊，履帶原地打滑；牽引時，機架將會受到遠大于整機重量的拉力。

7) 高速行駛時，由于誤操作，撞到樹、田埂等，受強勁沖擊力。

圖6 整機深陷泥田中Fig. 6 Whole machine is stuck in the mud

在以上不確定的間歇性動態(tài)作用力下，使前懸臂梁與前橋交接處受到類似于“不規(guī)則多棱角星狀仿錘體”的交變應(yīng)力作用。機架在靜、動態(tài)交變應(yīng)力的綜合作用下，形成金屬組織結(jié)構(gòu)的往復滑移運動，使材料逐漸硬化變脆，在突發(fā)外力作用時，在焊接處和結(jié)構(gòu)薄弱處應(yīng)力集中加劇，超過材料屈服強度時就出現(xiàn)微裂紋，繼續(xù)受外力作用時，裂紋擴張，直至機架開裂破壞。

3.2 優(yōu)化改進

改進目的是機架在整機正常使用壽命內(nèi)不發(fā)生致命的開裂缺陷。在保留行走梁、前后橋兩大模塊設(shè)計的基礎(chǔ)上，主要對上平面架模塊改進優(yōu)化，減少外應(yīng)力集中，加強薄弱構(gòu)件，提高前懸臂梁強度和剛度。

從圖3結(jié)構(gòu)看前懸臂梁，受外在靜壓力，計算得出了產(chǎn)生一定量撓度變形，而發(fā)動機用螺栓剛性相連于機架最前端，會更加重應(yīng)力集中于最弱的前懸臂梁交接處；機架制造變形，裝配時剛性相連接形成內(nèi)在內(nèi)應(yīng)力；焊接材料組織變化形成熱脆性；加上作業(yè)時各種不確定的間歇性突發(fā)動態(tài)作用力，加速開裂出現(xiàn)。對發(fā)動機與上平面架聯(lián)接的受力與計算分析發(fā)現(xiàn)：剛性聯(lián)接結(jié)構(gòu)使前懸臂梁產(chǎn)生裝配內(nèi)應(yīng)力，出現(xiàn)強度“內(nèi)卷”耗掉特征，即使機架制造檢驗合格的、計算強度也足夠的，整機使用時還是會出現(xiàn)機架嚴重的變形和開裂的致命缺陷。

理清變形開裂主要原因后，對上平面架及前橋作如下優(yōu)化。

1) 發(fā)動機固定方式由剛性改為浮動式活動聯(lián)接，同時支撐點向后移145 mm。

2) 發(fā)動機與機架之間設(shè)25°角“V”型斜鍥，中間設(shè)置強力橡膠減振墊。

3) 前懸臂梁和后聯(lián)桿矩型鋼由焊合，改為變截面、等強度、鋼板整體成型的長橫梁，且前端設(shè)3°翹頭。

4) 與上平面架相連的前橋由矩型管“八”字型改為“C”型哈夫鋼板成型結(jié)構(gòu)形式。

經(jīng)過以上改進的上平面架如圖7所示，改進后的機架[27]如圖8所示。

圖7 新型上平面架圖Fig. 7 New type upper plane frame

圖8 改進后機架Fig. 8 Improved frame

3.3 改進前后強度對比

依據(jù)強度剛度計算，設(shè)置同樣受力條件和行走梁底面固定，分別對改進前后機架用ANSYS軟件進行靜態(tài)作用力的分析，得出機架的靜態(tài)應(yīng)力分布如圖9所示，靜態(tài)受力變形如圖10所示。在動態(tài)作用力的模擬分析時，不撤除靜態(tài)受力的條件下，按顛簸試驗[28]要求，在前懸臂梁與前橋交接處，設(shè)置豎直加速度為±40 m/s2、水平加速度為±20 m/s2的震蕩，進行模擬試驗，得出顛簸應(yīng)力分布對比如圖11所示，顛簸變形對比如圖12所示。

(a) 改進前

(b) 改進后圖9 改進前后靜態(tài)應(yīng)力分布對比Fig. 9 Comparison of static stress distribution before andafter improvement

從圖9可以看出，改進后最大應(yīng)力從200.34 MPa降低至129.25 MPa，降低了35.48%；平均應(yīng)力從6.09 MPa降低至2.73 MPa，降低了55.21%。從圖10可以看出，改進后最大變形從4.34 mm降低至1.65 mm，降低了61.98%；平均變形從0.417 mm降低至0.119 mm，降低了71.46%。改進前后靜態(tài)作用力下，機架強度、剛度都能滿足要求，與計算基本相符(誤差值產(chǎn)生于計算條件假設(shè)與實際有偏差)。

(a) 改進前

(b) 改進后圖10 改進前后靜態(tài)受力變形對比Fig. 10 Comparison of static force and deformation before andafter improvement

(a) 改進前

(b) 改進后圖11 改進前后顛簸應(yīng)力分布對比Fig. 11 Comparison of bump stress distribution before andafter improvement

(a) 改進前

(b) 改進后圖12 改進前后顛簸變形對比Fig. 12 Improved before-and-after bumpdeformation comparison

從圖11可以看出，在顛簸條件下，改進后最大應(yīng)力從290.84 MPa降低至193.44 MPa，降低了33.5%；變形最大時，平均應(yīng)力從5.15 MPa降低至3.98 MPa，降低了22.69%。從圖12可以看出，改進后最大變形從6.262 mm降低至2.467 mm，降低了60.6%；變形最大時，平均變形從0.644 mm，降低至0.179 mm，降低了72.14%。改進前機架在動態(tài)作用力下已超過Q235A許用應(yīng)力(235 MPa)，變形量也接近剛度極限值，所以驗證了改進前機架易變形、開裂。

4 驗證情況

為進一步驗證機架的作業(yè)可靠性，對優(yōu)化后的機架，組裝成整機進行試驗。參照企業(yè)作業(yè)極限試驗辦法，從機架經(jīng)受的7種動態(tài)作用力，根據(jù)作用力強度大小，把3.1節(jié)中(1)～(5)動態(tài)作用力歸入“顛簸”，(6)為“強拉”，(7)為“撞擊”3個項目。根據(jù)作用力大小的遞增，依次進行，如表1所示。

表1 機架動態(tài)作用力試驗Tab. 1 Frame test of dynamic force

用JG90-30-001專用檢具，測量機架變形量，圖13(b)所示。將檢具兩橫桿置于左右行走梁上、調(diào)水平，中直桿調(diào)至機架水平居中，另一橫桿與機架前端平齊，各桿件用螺栓固定，作為測量基準。測出檢具前橫桿兩端點、對應(yīng)前懸臂梁左右上下端點的距離和變形量，測3次取平均值。填入機架變形記錄見表2。

(a) 田間試驗

(b) 機架變形測量圖13 整機試驗Fig. 13 Test of crawler tractor

表2 機架變形記錄Tab. 2 Frame deformation record

改進后機架經(jīng)過3項作業(yè)極限試驗，產(chǎn)生的最大變形量為3.1 mm，小于企業(yè)規(guī)定的3.5 mm，沒有出現(xiàn)嚴重變形和開裂問題，機架承受動態(tài)作用力的效果明顯提高，達到了優(yōu)化設(shè)計的目的。

5 結(jié)論

1) 以全架式902履帶拖拉機機架為例，將機架分解為行走梁、上平面架和前后橋三個模塊，溯源基礎(chǔ)數(shù)據(jù)設(shè)計依據(jù)，計算選取整機重量為2 540 kg、設(shè)定坐標系重心f(439，65，0)、設(shè)計行走梁長為1 445 mm、軌距為1 150 mm、前后橋高度為175 mm，得到不側(cè)翻角為51.35°、爬坡角為42°，整機穩(wěn)定性能滿足要求，為市場對機架多樣化需求，快速模塊化、參數(shù)化設(shè)計提供參考。

2) 對機架進行靜態(tài)和動態(tài)的受力分析，得出上平面架和前橋連接處，有間歇性“不規(guī)則多棱角星狀仿錘體”似的交變應(yīng)力作用。機架優(yōu)化改進如下：對上平面架長橫梁，采用前端設(shè)3°翹頭的變截面整體橫梁；發(fā)動機用“V”型、浮動橡膠墊聯(lián)接機架，支撐點后移145 mm，變速箱驅(qū)動殼體活動連接，減小受力不均和應(yīng)力集中。優(yōu)化改進后，在顛簸條件作用力下，最大應(yīng)力從290.84 MPa降低至193.44 MPa；最大變形從6.262 mm降低至2.467 mm。機架承受靜態(tài)和動態(tài)作用力的效果明顯提高，達到了設(shè)計的要求。

3) 改進優(yōu)化后的機架，進行極限試驗，機架產(chǎn)生的最大變形量為3.1 mm，小于設(shè)定要求值3.5 mm，機架變形、開裂問題得到明顯改善。