观光车总体计算书.docx
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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/T 21268-2007＜非公路用旅游观光车通用技术条件＞而
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：
5.5kw 72V
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
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
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 f = 0.02
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:
Ff = G ⨯ f ⨯ cosα = 1180 ⨯ 9.8 ⨯ 0.02 ⨯1 = 231N
计算最高行驶速度：
Ua = 0.377
Ua = 0.377
rn
i
0.273 ⨯ 3800
12.49
=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：
Ua = 0.377
0.258 ⨯ 3800
12.49
=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：
Tmi
F =
∑
Rr
ηT
F =
Tm ⨯12.49 ⨯ 0.9
0.258
= 43.58m
空气阻力：
FW =
2
CD AU a
21.15
FW =
CD AU a
21.15
=
0.29 *1.955U a
21.15
2
= 0.0268U a
动力因素：
D =
F - FW
G
D =
F - FW
G
=
2
43.58Tm - 0.0268U a
2330 * 9.8
= 0.182
爬坡度的计算，
1 + f
i = tan{arcsin（
D - f 1 + f 2 - D 2
2
）}
i = tan{arcsin（
0.182 - 0.015 1 + 0.0152 - 0.1822
1 + 0.0152
） }= 0..167
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：
T =
Ff ⨯ r
i ⨯η
=
231⨯ 0.273
12.49 ⨯ 0.9
= 5.6N ∙ m
电机需提供的转速：
n =
v ⨯ i
2 ⨯ π ⨯ r
=
7.7 ⨯12.49
2 ⨯ 3.14 ⨯ 0.273
= 56r / s = 3360r / min
电机需提供的功率：
P =
Ff ⨯ v
η
=
231⨯ 7.7
0.9
= 1976w （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，
Ff + Fi = G ⨯ f ⨯ cosα + G ⨯ sin α
= 2330 ⨯ 9.8 ⨯ cos 9o ⨯ 0.02 + 2330 ⨯ 9.8 ⨯ sin 9o = 3.9 ⨯103 N
电机需要提供的扭矩：
T =
（Ff + Fi ） ⨯ r
i ⨯η
=
3.9 ⨯103 ⨯ 0.258
12.49 ⨯ 0.9
= 88.9N ∙ m （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：
1205 mm，后轮距：
1200 mm。
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
ó = M
W
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：
q =
Gs + Ge
2（a + L + b）
；
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：
[（lx - x 2 - a 2 ） + （a 2 - b 2 ） ] ；
M max =
q
2
x
l
代入以上数据得
M max =1303346.5N/mm
σ=105.225Mpa
纵梁材料 Q235 的弯曲许用应力
[σ ] = 158.333MPa
σ＜[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
σ p = σ jp / K
拉压基本许用应力
取折减系数 K=1.2
则许用应力
σ jp = 160MP
σ p = 133MP
吊耳可承受的最大作用力
F=σ p S = 133 ⨯ 8 ⨯12 ⨯ 2N = 25536N
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
σ p = σ jp / K
σ jp = 110MP
σ p = 91.67MP
可承受的最大作用力
F=σ p S = 91.67 ⨯ 5 ⨯ π ⨯120 = 172.7KN
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
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