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观光车总体计算书

14座电动观光车

设计计算书

制订部门:

文件编号:

版本/版次:

A/2

总页次:

6

发行代号:

生效日期:

2011年3月1日

设计说明

设计依据和原则：

为了适应市场对载客量超过14座的电动旅游观光车的需求，减少用户的使用成本，在广泛调研论证的基础础上，基于GB/T21268-2007＜非公路用旅游观光车通用技术条件＞而设计开发旅游观光车，本产品在设计时同时引用了GB7258－2004、GB10827、GB/T13055、GB/T18385、GB/T18386等相关标准。

本产品充分考虑到工厂生产方式和工艺的可继承性，努力使本厂产品实现系列化，通用化和标准化。

本车共4排座位，驾驶室2人、其余每排3人，为减少轴距，最后一排座朝后。

采用承载式车身结构，玻璃钢车身与车架融为一体参与承载、减轻整车重量，避免行驶中发生异响。

发动机后置，前悬、后悬采用纵置弹簧钢板加筒式减震器结构，以获得较高的行驶舒适性。

主要性能和设计参数

项目

单位

设计值

额定载人数（含驾驶员）/相当于载重量

人

14

最高车速（空载/满载）

Km/h

空载：

28满载26.5

爬坡能力（满载）

15%

最小离地间隙

mm

空载：

145

外形尺寸（长x宽x高）

mm

5140*1510*2000

最小转弯半径

m

6.5

最大制动距离（速度30km/h时）

初速度：

30km/h/空载：

7.30m（要求≤7.84m）

轴距

mm

2680

轮距（前/后）

mm

前：

1205---------后：

1200

整车重重/载重

kg

1180

蓄电池组（8X6V）、12X6V

12X6V

轴荷分配前轴/后轴（满载）

kg

空载：

1180前轴：

595后轴：

585

满载：

2330（载人）前轴：

1005后轴：

1325

电机（功率/电压、转速，扭矩）

KW/V

功率/电压：

5.5kw72V

电机额定转速2500r/min最高3800r/min

轮胎型号直径

轮胎型号:

145R12LT标定直径：

546mm

电控功率

kw

额定功率为8.2kw

后桥减速比

12.49

总体计算

一：

动力匹配：

初设定最高车速为：

28km/h=7.7m/s

电机功率选定为5.5kw，转速为1625转/分钟，扭矩为81.1N·m

设定机械系的传动效率90%

电机效率70-80%，计算取75%

后桥传动比：

12.49

滚动摩擦

最高车速速比：

12.49:

1

最高车速校核按空载状态进行，前轴荷595kg，后轴荷585kg

汽车的行驶滚动阻力:

计算最高行驶速度：

=31.31

其中：

n——电机转速；

r——车轮半径。

最高速度：

31.31km/h（计算所得最高速度为31.31，满足最高速度要求）

满载最高速度：

=29.59

满载最高车速：

29.59km/h（设计满载最高车速为29.59，满足要求）

驱动力计算：

空气阻力：

动力因素：

爬坡度的计算，

爬坡能力为：

16.7%（设计满载爬坡能力为14%，满足要求）

因此在汽车的最高车速下，电机需要提供驱动扭矩：

电机需提供的转速：

电机需提供的功率：

（有功率富余，满足设计要求）

爬坡能力：

16.7%坡度：

9°

坡度档位速比：

12.49:

1

爬坡能力按14座满载状态进行，

电机需要提供的扭矩：

（额定值为91N·m）

二：

车架校核

1．整车参数。

14座蓄电池观光车的总长为5140mm，额定载客人数为14人，其整备质量约为1180kg，最大装载质量约为1150kg;轴距：

2680mm,前轮距：

1205mm，后轮距：

1200mm。

2．本校核将对14座蓄电池观光车车架结构进行分析并校核其强度。

车架结构示意图如下：

2．1纵梁结构与形状

车架纵梁采用抗弯强度较好的矩形冷弯空心型钢，材料为Q235。

2．2横梁的布置结构

2．2．1车架前部

车架前部装有平弧形驾驶室和转向机构，为了保证驾驶室在汽车行驶当中不致扭坏，转向系统不至于因车架的挠曲变形而影响转向特性和操纵稳定性在前端布置了两根抗弯强度较大的横梁（前横梁和前下横梁）。

2．2．2车架中部

车架前后两段刚性都较大，而大部分车架变形（包括弯曲、扭转）均集中在车架中部，这一段应允许有一定的挠曲变形，以起到缓冲作用，同时也可避免应力集中。

在这一段布置了两根与纵梁连接的横梁。

此外，考虑到零件的工艺性，在左、右纵梁的外侧加两根侧梁，增加纵梁的抗弯强度。

侧梁与主纵梁由七根短横梁连接，增加了抗扭强度。

2．2．3车架后部

该车后钢板弹簧为平衡悬架，悬架支座只与大梁与侧梁连接短横梁的下翼面连接。

为了保证观光车操纵稳定，减少轴转向，提高侧倾的稳定性，这一部份的设计刚性应较大。

所以，增加了此处短横梁的截面积，也与平衡悬架组成了一个框架结构，保证车架的刚度和平衡悬架受力的传递。

在车架尾部布置了一个槽形梁。

2．3横梁的固定及联接

纵梁与横梁的固定一般采用焊接法、铆接法和螺栓连接法将纵梁与横梁连接成坚固的刚性构架。

焊接能够保证很高的弯曲强度，且连接牢固，车架采用焊接的方法。

铆钉连接的成本低，但不能保证很高的弯曲强度。

螺栓连接主要用在某些需要互换或拆卸的部件上，缺点在于长期使用中，容易松动。

但目前国外一些先进厂家已采用了预应力螺栓固定。

2．3．1横梁的设计

横梁以设计成直线形的效果最好，一般做成简单的直槽形。

但有时为了提高横梁的刚度，横梁的断面可采用圆管或箱型断面。

为了避让传动轴等部件时横梁不能设计成直梁，传动轴安装位置的横梁一般做成拱形，但弯曲处要尽量平缓过渡避免应力集中。

对于安装了后拖钩的车架，后横梁要承受拖钩传来的很大的作用力，应用角撑进行加强。

2．4加强板的布置

车架纵梁下翼面中部即前悬后支架到平衡悬架支架之间这一区域所受弯曲、扭曲最大，而且还是水平方向弯曲最大的部位，在这一区域应加强。

考虑到零件的工艺性，在左、右纵梁的外侧加两根侧梁，增加纵梁的抗弯强度。

侧梁与主纵梁由七根短横梁连接，增加了抗扭强度。

车架后部平衡悬架固定在车架纵梁与侧梁连接的短横梁上，避免了纵梁在平衡悬架处受很大支撑反力。

保证该区域抗弯强度和扭转刚度。

3.车架强度分析及验算

在实际使用中，车架除承受弯曲载荷外还承受扭转载荷和剪切载荷。

在车架初步设计时一般只需对车架纵梁进行弯曲强度验算。

3．1基本假设

计算弯曲强度时，对纵梁进行如下简化：

纵梁是支承在悬架支座上的简支梁，所有作用力均通过车架纵梁断面的弯曲中心，即纵梁只发生纯弯曲。

3．2载荷在车架上的分配

为了在初步设计时计算方便作以下简化：

空车时簧载质量平均分配在左、右纵梁上；各个零部件及总成按其质心位置作用在车架上；车架质量均认为是均布载荷。

（1）纵梁弯曲应力

式中W—截面系数。

W—21.33cm3

弯矩M可以用弯矩差法或力多边形法求得。

对于本车，可假设空车簧上重量Gs及载重Ge均布在纵梁全长上，每根梁的均布载荷为：

；

式中—Gs=11800NGe=11500N

a=977mm、b=858mmL=2680mm

代入数据得：

q=2.58N/mm

显而易见，在轴距段的纵梁中点处产生的弯矩最大（即x=1340mm），此处的弯矩为：

；

代入以上数据得

=1303346.5N/mm

σ=105.225Mpa

纵梁材料Q235的弯曲许用应力

σ＜

可以满足本车的强度要求

（2）板簧吊耳的强度

板簧吊耳处承受着板簧上所传递的力，此处也是强度要求很高的一点，所以对其强度验算也是很重要的。

吊耳的材料为Q235，由厚度为8mm的钢板焊接而成，与板簧的连接是通过M12的螺栓连接。

材料的许用应力

拉压基本许用应力

取折减系数K=1.2

则许用应力

吊耳可承受的最大作用力

F=

最大载重m=2605kg

可以满足本车的强度要求。

（3）前减震固定板的强度

前轮的受力通过减震传递到减震固定板，因此此处的强度要求很高，对其强度验算也是很重要的。

固定板的材料为Q235，由厚度为5mm的钢板折弯而成。

减震器上端盖的外圆直径为Φ130mm，其直接作用于固定板上。

材料的许用应力

剪切基本许用应力

取折减系数K=1.2

则剪切许用应力

可承受的最大作用力

F=

最大载重m=17.6t

可以满足本车的强度要求

4、小结

通过以上分析与计算，可以看出整个车架在刚度和强度上可以满足本观光车的总布置要求和使用要求。

三：

传动系统计算

3.1观光车传动比的确定。

电机与轮胎已选定，选传动比最接近（i＝12.49）型号为8062的驱动桥。

3.2驱动轴壳计算

8062驱动桥：

D=65，d=55

驱动轴壳的最大应力通常发生在钢板弹簧座附近

3.2.1计算危险断面的抗弯模量

W＝3.14（D4-d4）/32D＝3.14×（654－554）÷（32×65）＝4183mm3

3.2.2按三种工况进行强度校核

A.电动观光车满载紧急制动时，满载时后轮压力

G2＝T后×10＝948.3×10＝9483N

水平弯矩：

MB＝FB×（B-s）/2＝m2×G2（B－s）ψ/4N.m

FB—单边制动力，N；B—后轮距，m

S—两钢板弹簧座间距离，m；G2—落在两驱动轮胎上的重量，N

m2—制动时重量转移系数，制动时为0.4~0.6；选0.6

ψ—附着系数，取0.8；MB＝0.6×9483×（1.22－0.79）×0.8÷4＝489.3N.m

垂直重量产生的弯矩

M=G2（B－s）/4=9483×（1.22－0.79）/4=1019.4N.m

其合成弯矩为：

M总1=√M×M＋MB×MB=1131N·m

该弯曲应力为

σ1＝M总1/W＝1131×103÷4183＝270N/mm2

轴壳还受最大制动力引起的反作用扭矩

MR＝G2×ψrr/4＝9483×0.21×0.8÷4＝398N.m

轴壳所受扭转应力为

τ＝MR/Wt＝398×1000÷2091.5＝190.3N/mm2

rr—驱动轮胎半径，m

Wt—抗扭截面系数，mm3

合应力为

∑σ＝√σ1×σ1＋τ×τ=330N/mm2

B．通过不平路面时

通过不平路面时,轴壳受到最大垂直动载荷，危险断面发生在钢板弹簧座附近，其弯矩为：

MB＝k（G2/2-gw）（B-s）/2＝1176.8N.m

k—动载荷系数，取1.75

gw—单个驱动轮胎重量，

此时轴壳所受弯曲应力为

σ＝MB/W=281.3N/mm2

C．最大侧向力时

电动观光车满载载转弯时处于侧翻临界状态而对侧翻方向相反的车轮上垂直反力和横向力等于零时，外轮上横向力最大而没有纵向力作用，此时计算危险断面在轴承位置处。

轮轴上受力情况最严重是横向力最大时，所以计算轮轴应力时，除垂直载荷外，尚须考虑横向力。

因为汽车处于侧翻临界状态，所以横向力Y2=G2ψ，垂直载荷Z2=G2。

垂直载荷产生的弯矩为

M1=Z2×b=474N·m

横向力产生的弯矩为

M2=Y2×rr=G2ψ×rr=1991.4N·m

ψ—侧滑时附着系数，取1.0

轴承所受径向力为：

S1=G2

其合成弯矩为

M=√M1×M1＋M2×M2

=2047N·mσ1=M/W=489N/mm2

剪应力为

σ2=S1/S=13.4N/mm2

∑σ=√σ1×σ1＋σ2×σ2=489N/mm2

以上三种工况，以满载侧滑时达到最大∑σ＝489N/mm2

驱动桥轴壳采用中碳合金钢半轴套管〔σ〕>=500N/mm2

结论：

通过计算，符合强度要求

3.3半轴强度计算

半轴结构采用半浮式，故半轴除传递扭矩外，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。

3.3.1

（1）纵向力最大时，即制动力最大时，最大值Z2ψ。

此时横向力为零，附着系数ψ在计算中取为0.8。

Z2=G2/2－gw

X2=G2ψ/2

G2—当汽车不动时作用在左右两个驱动轮上的重量；

Z2=9483/2－140=4601.5N

X2=3793.2N

合成弯矩为

MB=b√Z2×Z2＋X2×X2=298170.1N·㎜

b—汽车轮胎中心到轴承位置距离，㎜

σ1=MB/W=298170.1/2650.6=112.5N/mm2

扭矩为

MT=X2×rr=796572N·㎜

扭转应力为

σ2=MT/WT=150.3N/mm2

合成应力为

∑σ3=√σ1×σ1＋σ2×σ2=187.8N/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=414881N·㎜

此时半轴所受弯曲应力为

σ=MB/W=156.5N/mm2

（3）侧向力Y2=最大时，最大值Zψ1（横向滑移）。

没有纵向力作用。

横向滑移时的附着系数ψ1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=2047N·m

合成应力为：

σ=M/W=772N/mm2

（4）扭矩最大时

M1=0.6Me×i×η

=69.4Nm

扭转应力为

σ1=M1/WT=13.1N/mm2

合成应力为

∑σ3=√σ1×σ1＋σ2×σ2=90.4N/mm2

综上所叙

四种情况中第三种情况达到最大σ=772N/mm2

选用40Cr做半轴材料，其许用应力为σ>=785N/mm2

满足使用要求。

3.3.4半轴刚度计算

ψ＝M×180/E*J×3.14

其中E＝80×109（剪切弹性模量）

J＝3.14d4/32（惯性矩）

ψ＝0.626度/m

3.3.5半轴连接螺栓计算

螺栓为M12，分布圆直径D＝102mm，材料35调质

τ＝796572×2÷102÷（4×113.04）

＝34.5N/mm2

35钢经调质处理后σ＝300N/mm2，当安全系数为2时，〔σ〕＝150N/mm2，而〔τ〕＝0.5~0.6〔σ〕

故螺栓强度符合要求

3.3.6轴承寿命的计算，驱动桥采用的轴承型号为深沟球轴承6206

C＝19.5KN，计算径向负荷：

S1＝9483/2＝4741.5N

计算轴向负荷

P＝S1＝4741.5N

轴承转速,以车速V＝22Km/h计算，n＝278rpm

查表得轴承寿命为Ln＝1426小时

3.4制动器计算

3.4.1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+0.5jt1×t1

重载S2=v2t2+0.5j2t2×t2

v1、v2—空载、满载时车最大速度，㎜/s

j—刹车后减速度，由《汽车设计》一般取4.5m/（s×s）

S1=5.76m

S2=4.2m

2.4.1.1正常制动力矩

满载

M＝1414.5N.m

空载

M＝760.7N.m

3.4.2制动性能计算

3.4.2.1制动器产生的力矩

d1＝20mm（初选分泵活塞直径）

d2=24mm（初选总泵活塞直径）

p＝200N（初选制动踏板力）

i＝500/80=6.25

M＝200×6.25×0.80×（20×20）×0.64×4/（24×24）

＝1777N.m＞760.7N.m—满载正常制动力矩

符合要求

3.4.2.1制动距离验算

S＝800×262×0.21÷（2×3.62×1777）

＝2.47m＜4.2m

符合要求

3.5手制动计算

3.5.1手制动操纵杆杆比i

选用闸把部分

i1＝220÷25

＝8.8

制动器部分

i2＝35÷25

＝1.4

i＝8.8×1.4

＝12.32

3.5.2蹄端推力P

F＝295N（初定闸把力）

P＝295×12.32×0.9

＝3270N

3.5.3手制动产生的力矩

M＝0.25×3270

＝817N.m

3.5.4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α＝5.710

计算坡道停车时所需制动力矩，取滚动磨擦系数为0.02

满载

M＝1515×9.8×（sin5.710－0.02cos5.710）×0.625

＝742N.m＜817N.m（手制动产生的力矩）

结论:

计算结果表明，手制动系统能够满足电动观光车设计的坡道停车要求。

3.6电动车稳定性计算

根据电动车使用标准规定，电动车在35°坡道上驻车不会出现侧翻现象

计算如下：

取滑动摩擦系数为0.2

侧翻力矩M1=800×9.8×（sin35°-0.2cos35°）×0.457

=1469N·m

防止侧翻的力矩为M2=800×9.8×cos35°×1.18/2

=3788.6N·m

明显M2>M1,所以在这种情况下不会出现侧翻的现象。