电动观光车YD11总体设计计算书，请大家参考。

快乐每一天

YD11电动观光车

设  计  计  算  书

衡阳市利美电瓶车制造有限责任公司

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800Kg
1.2.3 轴荷分配计算
空载：
T前＝G（L-L0）/L
        ＝345 kg
T后＝800－455
      ＝455 kg
满载：
T前＝（G+Q）×（L-L0）/L
       ＝546.7 kg
T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18x8.50-8
1.2.5驱动电机选择
G — 观光车自重，G=800kg
Q — 观光车额定负载，Q=715 kg
V — 满载时观光车最大行驶速度，V=22km/h
η— 传动系统效率，取η=0.85
f — 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
=3.48Kw
B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………………①
     0.5×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•mm
    ②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•mm
        ③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）/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=1.4×1.55Mxmax
              =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=0.47mm，根据使用要求，一般规定此情况下的允许变形量y<0.85mm，可以认为车架纵梁的刚度是足够的。一般车型的挠度值约为规定值的两倍左右，这是由于还要考虑动载荷的缘故，随着载重量的增大，此值也会相应提高。
五、横梁设计
横梁的主要作用在于连接左右两纵梁而构成一完整的框架，以保证车架具有足够的扭转刚度，此外，还可以为安装某些主要总成提供悬置点。
1、        前横梁  一般是用来固定前拉杆固定板的，防止转向力矩过大造成车架前架变形。
在此前提下，为了降低生产成本我们采用了□型方管型材。
2、中横梁   一般用于电池和座位的中间支撑，为了装配和加工的方便，在满足其力学要求的前提下，我们采用了□型方管型材。
3、后钢板弹簧前后横梁  后钢板弹簧前后支架附近都需设置横梁，这是由于后钢板弹簧通过通过装在纵梁上的支架对纵梁产生比较大的扭转力矩，故该处必须予以加强。
我们一般采用具有较大抗扭刚度的方管的横梁。   
横梁在纵梁上的固定我们采用的是焊接方法。焊接能保证有很高的弯曲刚度，且连接牢固，不致有松动。