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采用三維建模軟件Pro/E建立叉車車架幾何模型，在Workbench中進行有限元分析時，既要保證分析結果的準確性，又要將計算量控制在一定范圍內。雖然模型越接近實體，計算結果越準確，但結構越復雜，劃分網格時所需要的單元就越多，分析時占用的資源也就越多，因此在保證計算結果準確性的前提下通常需要對模型進行一些簡化。 建立實體模型時，可以忽略車架中對計算結果影響較小的圓角、工藝孔等特征，這樣既減小了計算量，又提高分析效率，簡化后的模型如圖1所示。
將在Pro/E中建立的車架模型保存為X-T格式，并將其導入ANSYS Workbench中，根據有限元和結構分析理論可知，考慮到部分零件厚度較大，不適合采用板殼單元劃分，建立有限元模型時可以采用板殼單元與實體單元混合劃分或者全部采用實體單元劃分的方法。采用板殼單元與實體單元混合劃分的方法可能會由于2種單元自由度耦合產生的誤差降低分析結果的準確性，因此采用實體單元劃分的方法，為提高計算精度，使用六面體為主的網格控制方式進行網格劃分，建立的車架有限元模型如圖2所示，包括39258個單元，191355個節點，圖3為后車架有限元模型。
該叉車額定起重量為3 t，最大起升高度為3 m。叉車工作時存在多種工況，本文選取一種較惡劣的工況進行分析，即叉車門架前傾6°且達到最大起升高度3 m時的工況分析。將車架作為一個整體考慮，可將車架與前橋鉸接處作為一個固定鉸支座，在ANSYS Workbench中以cylindrical support的形式施加，約束其軸向和徑向位移；車架與后車橋約束，可以用displacement來約束其垂直方向的位移。
車架整體自身的重力可以通過standard earth gravity的形式施加，其余載荷施加情況如表1所示。
各載荷計算過程及施加方式：
①駕駛室重量為562 kg，假設駕駛員的重量為70 kg，計算得知駕駛員和駕駛室對車架的作用力約為6193 N，駕駛室的質心位置可以通過Pro/E軟件得知，因此駕駛室對車架的作用力可用remote force的形式施加。
②發動機重力通過force的形式分別平均施加在2個發動機支架的上表面，通過理論分析可計算出作用力為1493 N。
③叉車尾部平衡重塊對后車架的作用力可以通過Pro/E測配重的重心位置，然后通過靜力分析得出4個支點的支反力，其中，作用在螺栓上的支反力為5899 N， 作用在兩側板上的配重塊的支反力為3006 N，通過force形式施加。
④傾斜油缸對車架的拉力可以通過對門架的靜力分析得到，在門架前傾6°且達到最大起升高度3 m時的工況下， 通過理論力學分析計算得到單個油缸對車架的作用力為37253 N，通過force形式施加。邊界條件施加后的模型如圖4所示。
在叉車門架前傾6°且達到最大起升高度3 m的工況下，車架整體的應力云圖如圖5所示。由圖5可知車架整體的最大應力位于與傾斜油缸鉸接的吊耳處，最大值為227.72 MPa。車架整體的變形云圖如圖5所示，由圖5可知，車架的最大變形也位于與傾斜油缸鉸接的吊耳上，最大變形量為0.51217 mm。 吊耳材料為Q345，其屈服極限為345 MPa，對于塑性材料，其安全系數通常取1.5，則Q345的許用應力為230 MPa，因此最大應力小于材料的許用應力，吊耳是安全的。
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