YD11电动观光车设计计算书

1、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 393816501870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

2、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-

3、l0）/l 345 kgt后800455 455 kg满载：t前（g+q）（l-l0）/l 546.7 kgt后1515546.7 948.3 kg载荷分配系数计算空载：前 t前/g 345800 43%后 t后/g 455800 57%满载：前 t前/（g+q） 546.71515 36%后 t后/ (g+q） 948.31515 64%1.2.4轮胎选择估算前后轮最大静负荷n1和n2前轮n10.35(g+q)/n=264 kg后轮n20.65(g+q)/n=495 kg根据gb298282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

4、观光车额定负载，q=715 kgv 满载时观光车最大行驶速度，v=22km/h 传动系统效率，取=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/（367.1）(800+715)0.0222（367.10.85） 2.14 kwb、观光车满载，以v=6km/h速度爬10%(=5.71)坡道所需功率n=（g+q）（fcos+sin）v/367.1=(800+715)(0.02cos5.71+sin5.71) 6/367.10.85=3

5、.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。

6、 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

7、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 r1r2=gd1gd2g1g2 0.5g1（2563912）（2563912）3760r22563=0.5g2（2563912）gd18560.5g1（2563912）（2563912）gd2（856795）0.5g1（2563912）（2563912）3760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

8、所受最大弯矩点在前支座点与后支座点之间在前支座点和gd1之间这段长度以内纵梁的弯矩为 mx=r1xg13760（3760-2563912x）0.5（3760-2563912x）g20.5（2563912）xx =3703168.6（1.3x-1940）（1.3x-1940） 由上式可知，在0856mm范围内x=856mm时mx值为 mx=3018908.7nmm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=3018908.7nmm在该段内剪应力为 qx=r1-g13760（x3760-2563

9、912）-g2（2563912）xs =（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/mmmm 在gd1和gd2之间这段长度以内纵梁弯矩为 mx=r1xg10.53760（285x）（285x）g20.53475xxgd1（x-856） =3151252.6（1.3x1478）（1.3x1478） 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=r

10、1-g13760（285x）g23475xgd1/s =（3842.4-3.39x）/s 当x=856时， qx=0.5n/mmmm 当x=1651mm时， qx=0.98n/mmmm 在gd2点和后支座点之间这段长度以内的弯矩为 mx=r2x-g137600.5（912x）（912x）g234750.5（912x）（912x） =9133x-1.7（912x）（912x） =-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-g13760（912x）g23475（912x

11、）/s =（6042.8-3.4x）/s qxmax=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=1.41.55mxmax =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

12、ó=281.5n/mmmm 查表得知25mn许用应力ós=295nmm281.5nmm,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=0.47mm，根据使用要求，一般规定此情况下的允许变形量y=500n/mm2结论：通过计算，符合强度要求2.3半轴强度计算半轴结构采用半浮式，故半轴除传递扭矩外，

13、还要承受垂直力z2、侧向力y2及纵向力x2所作用的弯矩z2b、y2rr、x2b。2.3.1（1）纵向力最大时，即制动力最大时，最大值z2。此时横向力为零，附着系数在计算中取为0.8。 z2=g2/2gw x2= g2/2g2当汽车不动时作用在左右两个驱动轮上的重量；z2=9483/2140=4601.5nx2=3793.2n合成弯矩为 mb=bz2z2x2x2 =298170.1nb汽车轮胎中心到轴承位置距离，1=mb/w=298170.1/2650.6=112.5n/ mm2扭矩为 mt=x2rr =796572 n扭转应力为 2= mt/wt=150.3n/ mm2合成应力为3=1122=

14、187.8 n/ mm2（2）汽车通过不平路面垂直力最大时，最大值z2k，此处k是动载荷系数。没有纵向力和横向力作用。对于电动车动载荷系数k取为1.75。 半浮式半轴受弯矩 mb=kg2b/2 =414881 n 此时半轴所受弯曲应力为 = mb/w =156.5 n /mm2（3） 侧向力y2=最大时，最大值z1（横向滑移）。没有纵向力作用。横向滑移时的附着系数1在计算中取为1.0。在这种情况下半轴只承受弯矩。合力矩 m=2047 nm合成应力为=m/w =772 n /mm2（4）扭矩最大时m1=0.6mei =69.4nm扭转应力为 1= m1/wt =13.1n/ mm2合成应力为3=

15、1122=90.4 n/ mm2综上所叙四种情况中第三种情况达到最大=772 n /mm2选用40cr做半轴材料，其许用应力为=785 n /mm2满足使用要求。2.3.2半轴花键挤压应力计算 按电动机最大扭矩进行计算 1m1/wt 13.1 n/mm2据40cr挤压许用应力400-500 n/mm2符合要求2.3.3半轴花键剪切应力计算69400(190.624.3241.85)32.6 n/mm2许用剪应力72.5 n/mm2符合要求2.3.4半轴刚度计算m180/e*j 3.14 其中 e80109(剪切弹性模量)j3.14d4/32(惯性矩)0.626度/m2.3.5半轴连接螺栓计算螺

16、栓为m12，分布圆直径d102 mm，材料35调质7965722102(4113.04)34.5 n/mm235钢经调质处理后300 n/mm2，当安全系数为2时，150 n/mm2，而0.50.6故螺栓强度符合要求2.3.6轴承寿命的计算驱动桥采用的轴承型号为深沟球轴承6206c19.5kn计算径向负荷s19483/2 4741.5 n计算轴向负荷p s14741.5 n轴承转速,以车速v22 km/h计算，n278 rpm查表得轴承寿命为ln1426小时2.4制动器计算2.4.1 电动观光车所需制动力矩计算根据汽车标准，进行制动距离修正空载s1=v1t1+0.5jt1t1重载s2= v2t

17、2+0.5j2t2t2v1、v2空载、满载时车最大速度，/sj刹车后减速度，由汽车设计一般取4.5m/（ss）s1=5.76ms2=4.2m2.4.1.1正常制动力矩满载m1414.5n.m空载m760.7n.m2.4.1.2紧急制动力矩满载，速度为20 km/h时，制动距离为3m时不应向前倾翻，称为紧急制动s3222202 3.63 mm(800715)2220.21(23.633.62) 1636.6n.m2.4.1.3最大制动力矩m=(800715)0.91.20.70.219.8 2357 n.m 根据电动观光车稳定性试验规定,制动器蹄端推力只要能满足满载和紧急制动状况即可。选用国内成

18、熟的配套，这里不作详细的计算。2.4.2制动性能计算2.4.2.1制动器产生的力矩d120mm (初选分泵活塞直径)d2=24mm(初选总泵活塞直径)p200n（初选制动踏板力）i500/80=6.25m2006.250.80（2020）0.644/（2424）1777 n.m760.7 n.m 满载正常制动力矩符合要求2.4.2.1制动距离验算s8002620.21(23.621777)2.47 m4.2 m符合要求2.5 手制动计算2.5 .1手制动操纵杆杆比i选用闸把部分i122025 8.8制动器部分i23525 1.4i8.81.412.322.5.2蹄端推力pf295n (初定闸把力)p29512.320.93270 n2.5.3手制动产生的力矩m0.253270817 n. m2.5.4手制动性能验算手制动应符合电动观光车满载时在10%坡道上驻车，空载坡道角 5.710计算坡