YD11电动观光车设计计算书.doc

YD11 电动观光车设计计算书第一章 总体计算1.1 主要性能和尺寸参数项 目 单 位 FB11额定载人数(含驾驶员)/相当于载重量 个/kg 11/715行驶速度(空载/满载) km/h 26/22爬坡能力(满载) % 10最小离地间隙 mm ＞80外形尺寸(长 x 宽 x 高) mm 3938×1650×1870最小转弯半径 mm ＜6000最大制动距离(速度 20km/h 时) m ＜6轴 距 mm 2535轮距(前/后) mm 1175/1220整车整备质量 kg 800蓄电 池组(8X6V) Ah/V 225/48电机(功率/电压) KW/V 4/48轮 胎 kg 18x8.50-8/3.1电控形式 斩波器调速制动方式 4 轮液压制动序号 零部件名称 重量（kg） 距前桥距(m) 离地高度(m) 备注1 驱 动 桥（含轮胎、轮网、电机、弹簧钢板等） 140 2.535 0.22 2 转 向 桥 （含轮胎、轮网转向系统） 50 0 0.23 6 头面、车身 90 1.6 0.47 7 蓄电池 260 1.23 0.48 8 车架及棚架 （含座垫、靠垫） 260 1.29 0.6 9 总 重 800 1.442 0.457 10 载 重 715 1.897 0.794 1.2.1 观光车自重估算参照国内外同等产品参数，并根据自身车载配置，初定自重为 800Kg1.2.3 轴荷分配计算空载：T 前＝ G（L-L0）/L＝345 kgT 后＝ 800－455 ＝455 kg满载：T 前＝（ G+Q）×（L-L0）/L＝546.7 kgT 后＝ 1515－546.7＝948.3 kg载荷分配系数计算空载：ξ 前＝ T 前/G＝345÷800＝43%ξ 后＝ T 后/G＝455÷800＝57%满载：ξ 前＝ T 前/（G+Q）＝546.7÷1515＝36%ξ 后＝ T 后/ (G+Q）＝948.3÷1515＝64%1.2.4 轮胎选择估算前后轮最大静负荷 N1 和 N2前轮 N1＝0.35(G+Q)/n=264 kg后轮 N2＝0.65(G+Q)/n=495 kg根据 GB2982－82《工业轮胎系列》初选前轮,后轮为 18x8.50-81.2.5 驱动电机选择G — 观光车自重，G=800kgQ — 观光车额定负载，Q=715 kgV — 满载时观光车最大行驶速度，V=22km/hη— 传动系统效率，取 η=0.85f — 滚动阻力系数，取 f=0.02驱动电机为牵引电机，采用直流串激电动机。

由于车速低,空气阻力忽略不计电机功率按以下 A、B 两种工况计算：A、观光车满载，以最高速度在良好平道上行驶所需功率N＝(G+Q)fV/（367.1η）＝(800+715)×0.02×22÷（367.1×0.85）＝2.14 Kw B、观光车满载，以 V=6km/h 速度爬 10%(ɑ=5.71°)坡道所需功率N=（G+Q） （fCosɑ+Sinɑ）V/367.1η=(800+715)×(0.02Cos5.71°+Sin5.71°) ×6/367.1×0.85=3.48KwB 工况所需功率大于 A 工况，根据国内配套情况选用华盛 4 Kw 电机(XQ-4-2H，额定转速为 2800 r/min)第一章 车架计算一、车架的结构型式为了便于安装车身（包括驾驶室、车厢乃至特种装备等）和布置其他总成，有利于满足改变型和发展多品种的需要，我们采用了边梁式车架结构二． 车架宽度在设计车架时，一般根据整车总布置的参数（总宽、前后轮距、前轮转向角等）来确定车架的宽度车架宽度是指左、右纵梁腹板外侧之间的宽度车架前端宽度的 最大值受前轮最大转向角的限制，最小值则要满足车自身横向稳定性要求，车架后端宽度的最大值则根据装在车架外侧轮胎来确定，最小值则取决于电动机安装后的外轮廓宽度。

考虑整车的总布置，我们采用了前窄后宽这种型式的车架参考国内汽车及其他电动车车架结构，根据国家标准我们将安装座位部分的车架宽度确定为 830mm三． 纵梁设计（一） 纵梁的型式纵梁是电动车车架中的主要承载元件，它的长度大致上和整车总长相当为了满足性能和生产成本要求，我们采用了抗弯强度大的闭口型截面梁，该梁为 40X80X4 的方管型材，直接切割去边即可满足使用，大大简化了工艺装备，四面的平直也便于安装和布置其他总成二） 纵梁的强度计算在车架设计的开始阶段，考虑到可能性和必要性，只需对车架纵梁进行简化的弯曲强度计算，以用来初步确定纵梁的截面尺寸，这时可以作以下几点假设：（1） 纵梁为支承在前后轴上的简支梁；（2） 空车时的簧载重量 G1 均布在左、右二纵梁的全长上满载时有效载荷 G2 则全部分布在前轮轴之后由于电池是集中分两批布置的，所以电池的有效载荷 Gd1、Gd2 属集中作用力，车架受力分析图如下图所示：前后支反力计算如下R1＋R2=Gd1＋Gd2＋G1＋G2……………… ①0.5×G1×（2563＋ 912）×（2563＋912）÷3760 ＋R2×2563=0.5×G2×（2563＋912）＋Gd1×856＋0.5×G1× （2563＋912）× （2563＋912）＋Gd2×（856＋795）＋0.5×G1×（2563＋912）× （2563＋912）÷3760………②联立上面两式解之得前支反力为R1=5467N后支反力为R2=9483N（4）由受力分析图可知，纵梁所受最大弯矩点在前支座点与后支座点之间①在前支座点和 Gd1 之间这段长度以内纵梁的弯矩为Mx=R1X－G1÷3760×（3760-2563－912＋X）×0.5× （3760-2563－912＋ X）－G2×0.5÷（2563＋912）×X×X=3703168.6－（1.3×X-1940）×（ 1.3×X-1940）由上式可知，在 0～856mm 范围内 X=856mm 时 Mx 值为Mx=3018908.7N•mm当 X=12.3㎜时，Mx=0当 X=0 时，Mx=-60431.4N•㎜分析方程曲线在各区间上的增减性和所得值可知，当 X=856mm 时 Mx 值最大，Mxmax=3018908.7N•mm在该段内剪应力为 Qx=｛R1-G1÷3760×（X＋3760-2563－912）-G2÷（2563＋912）×X｝÷S=（5467-1.49X-424.65-1.9X）÷S=（5042-3.4X）÷S由此可见 Qx 最大值在前支点上Qxmax=5042/1792=2.813N/mm•mm②在 Gd1 和 Gd2 之间这段长度以内纵梁弯矩为Mx=R1X－G1×0.5÷3760×（285＋X）× （285＋X）－G2×0.5÷3475×X×X－Gd1×（X-856）=3151252.6－（1.3X－1478）×（1.3X－1478）当 1.3X-1478=0 时，即 X=1137㎜时Mx=3151252.6N•㎜当 X=1651㎜时Mx=2704627.7N•㎜分析方程曲线图可知，X=1137㎜时 Mx 为最大值在该段内剪应力为Qx=｛R1-G1÷3760×（285＋X）－G2÷3475×X－Gd1 ｝/S=（3842.4-3.39X）/S 当 X=856 时，Qx=0.5N/mm•mm当 X=1651mm 时，Qx=0.98N/mm•mm③在 Gd2 点和后支座点之间这段长度以内的弯矩为Mx=R2X-｛G1÷3760×0.5×（912＋X）× （912＋X）＋G2÷3475×0.5×（912＋X）×（912＋X ） ｝=9133X-1.7×（912＋X）×（912＋X ）=-1.7（X-1774.5）×（X-1774.5 ）＋3939080.6由上式，明显 X 越大 Mx 越大，当 X 取 912mm 时，Mx=2674440N•㎜在该段内剪应力为Qx=｛R2-G1÷3760×（912＋X）＋G2÷3475×（912＋X ） ｝/S=（6042.8-3.4X）/SQxmax=3.37N/㎜•㎜综上所叙，纵梁所受最大弯矩 Mxmax=3018908.7N•㎜最大剪应力为 Qxmax=3.37N/㎜•㎜经验表明，电动车在实际使用条件（动载荷情况下） ，最大弯矩和剪力约为静载下的 1.55 倍。

同时，考虑到在动载下，车架纵梁处于疲劳状态，一般取疲劳系数为 1.4，故得动载荷下的最大弯矩为Mmax=1.4×1.55Mxmax=6551031.879N•㎜而最大剪应力为Qmax=1.4Qxmax=4.718N/㎜•㎜（三） 纵梁弯曲应力的校核对于常见的□字型截面纵梁，可按下式求得其弯曲应力Ó=Mxmax/Wx式中 Wx=23272 Ó=281.5N/mm•mm查表得知 25Mn 许用应力Ós=295N•mm>281.5N•mm,故满足使用要求 （四） 纵梁的刚度条件以上所述仅涉及纵梁的强度，为了保证整车和其他装置件的正常工作，对纵梁的弯曲变形也提出了一定的限制由材料力学知简支梁受作用力时其挠度计算如下：根据图示可知，最大挠度应该在两支点间，由于中间三段内玩矩方程不同，挠曲线的微分方程也就不同，所以应分成三段进行积分计算结果如下：Ymax=0。