转向系统校核计算与设计

23.5583.51.1符合7.5符合364711.49867.510.0129符合904.621.6904.85781.转向拉杆位于中间位置状态2.转向拉杆位于左极限位置状态XZ二维坐标系长度(mm)Y一维坐标系长度(mm)XYZ三维坐标系长度(mm)1.最大内轮转向角(°)断面宽(mm)268附表三、转向拉杆系统和方向盘圈数的校核：以转向拉杆的三维空间尺寸不变原理，按照轮胎的内、外转向角算出转向垂臂的摆角参数5.沿外轮边缘轨迹的最小转弯半径(m)4.沿外轮对应主销点最小转弯半径(mm)3.车轮转臂长度(mm)2.相应外轮转向角(°)20.45.4XMQ6110(K01)系列旅游车在XMQ6115/XMQ6118系列旅游车基础上，进行底盘转向系统的优化设计产品零部件标准化和互换性附表一、前悬架系统与转向拉杆系统的运动协调的校核：这是一种近似校核理论，方法详见【陈耀明编著《钢板弹簧的纵扭问题分析》】2.板簧主片中心至其摆动中心距离(mm)1.卷耳中心至板簧主片中性层距离(mm)3.垂直上跳100mm，其干涉量(mm)4.垂直下跳100mm，其干涉量(mm)附表二、转向机构理论的校核：方法详见【吉林工业大学汽车教研室出版《汽车设计》】4250000131594903.053.14512.866242IPS－55SERIES11R22.5－16PR7.50.7105620203135800东风30JLSZ1－00005A－B55001853.37最大工作压力(MPa)工作流量(L/min)总圈数输出轴摆角(°)机械效率(％)最大输出扭矩(N.mm)常数π滚动半径(mm)3.动力转向器型号角传动比轮胎气压(bar)滑动摩擦系数μ自由直径(mm)常数F常用经验值，可以修改前轮中心距(mm)转向节臂回转半径(mm)前后轴距(mm)2.轮胎型号满载负荷(kg)主销中心距(mm)主销内倾角(°)车轮外倾角(°)1计算结果，不能修改整车型号车型说明设计原则1.前桥型号厦门金龙技术中心应青峰2005.10.10转向系统校核计算与设计指南注：不同颜色背景说明计算数据，需输入标题，不建议修改84.3900.922419～2133904.25598.1符合2695034000符合30000符合43.944.50.1～0.182.4876672.5216672500～25805.009333700～75092.76543符合21.284466.75443372222符合312.3298.810798.0214223.56符合23.134274.转向拉杆位于中间位置状态5.转向拉杆位于左极限位置状态转向节臂计算力臂(mm)转向垂臂计算力臂(mm)原地阻力矩换算到当量杆上的阻力(N)动力转向器输出到当量杆的拉力(N)转向助力泵作用，方向盘的转动力(N)附表四、转向系统传动比的计算和动力转向器总成基本参数的匹配校核：方法详见【吉林工业大学汽车教研室出版《底盘设计》】2.转向系统的力传动比1.转向系统的角传动比3.原地转向阻力矩(N.mm)球头销一最小负荷能力(N)球头销二最小负荷能力(N)6.方向盘圈数动力转向器总圈数利用率(%)动力转向器总圈数动力转向器向右转圈数动力转向器向左转圈数转向垂臂右极限摆角(°)转向垂臂左极限摆角(°)Y一维坐标系长度(mm)XZ二维坐标系长度(mm)4.此三种极限状态的球销最大摆角(°)5.转向轮单胎满载负荷(N)3.转向拉杆位于右极限位置状态Y一维坐标系长度(mm)XZ二维坐标系长度(mm)0.5前簧菲工作长度系数k3512160088前簧卷耳衬套外直径(mm)前簧主片端部厚度(mm)前簧支点距(mm)前簧U型螺栓夹紧距(mm)球销沿其中心摆角(°)128.方向盘半径(mm)9.悬架型式250多片钢板弹簧3303E－059/06037转向助力泵与发动机速比1.137931034球头二总成型号球头二球销直径(mm)玉柴YC6G300－20球销沿其中心摆角(°)φ42X8钢拔管33R13－010664012怠速(r/min)7.转向拉杆规格球头一总成型号球头一球销直径(mm)最大通过油量(L/min)安全开启压力(MPa)6.发动机型号最高转速(r/min)最低转速(r/min)5.贮油罐型号总容积(L)最大贮油量(L)工作流量(L/min)最大工作压力(MPa)公称排量(mL/min)最高转速(r/min)恒峰6112E2－34080102.82.23014163600500万安ZB16A－200/140－110300转向垂臂长度(mm)4.转向助力泵型号208.3198.516189.2621410.58符合34.68474259.6223.712990.0718998.66符合27.83063704.174712.74483不符合7.转向助力泵失效，方向盘的转动力(N)转向助力泵作用，方向盘的转动力(N)转向助力泵作用，方向盘的转动力(N)原地阻力矩换算到当量杆上的阻力(N)动力转向器输出到当量杆的拉力(N)6.转向拉杆位于右极限位置状态转向节臂计算力臂(mm)转向垂臂计算力臂(mm)原地阻力矩换算到当量杆上的阻力(N)动力转向器输出到当量杆的拉力(N)转向节臂计算力臂(mm)转向垂臂计算力臂(mm)附表六、贮油罐总成基本参数的匹配校核：方法详见【吉林工业大学汽车教研室出版《汽车设计》】1.贮油罐排量能否满足转向油泵所需流量？符合附表五、转向助力泵总成基本参数的匹配校核：方法详见【人民交通出版社出版《汽车设计》】1.发动机怠速时转向助力泵排量(L)符合2.发动机高速时转向助力泵排量能否满足动力转向器的流量？设计结论：此K01旅游车型的动力转向系统匹配是比较成功的，直接鉴借了原东风杭汽R13底盘的转向系统，并做了拉杆加粗提高安全性能改进，优化了转向系统。由此表的右方数据结果可得出：前悬架系统与转向拉杆系统的运动协调基本上符合此车型的设计要求；动力转向系统的各总成件基本参数是相互匹配的，并能比较优良的完成协调运动。23.5583.51.1符合7.5符合364711.49867.510.0129符合904.621.6904.8578厦门金龙技术中心应青峰2005.10.10转向系统校核计算与设计指南注：不同颜色背景说明计算数据，需输入标题，不建议修改常用经验值，可以修改计算结果，不能修改整车型号车型说明设计原则1.前桥型号满载负荷(kg)主销中心距(mm)主销内倾角(°)车轮外倾角(°)前轮中心距(mm)转向节臂回转半径(mm)前后轴距(mm)2.轮胎型号总圈数输出轴摆角(°)机械效率(％)最大输出扭矩(N.mm)轮胎气压(bar)滑动摩擦系数μ自由直径(mm)常数F常数π滚动半径(mm)最大工作压力(MPa)工作流量(L/min)东风30JLSZ1－00005A－B55001853.3712020313580011R22.5－16PR7.50.7105694903.053.14512.866242IPS－55SERIES42500001315XMQ6110(K01)系列旅游车在XMQ6115/XMQ6118系列旅游车基础上，进行底盘转向系统的优化设计产品零部件标准化和互换性附表一、前悬架系统与转向拉杆系统的运动协调的校核：这是一种近似校核理论，方法详见【陈耀明编著《钢板弹簧的纵扭问题分析》】2.板簧主片中心至其摆动中心距离(mm)1.卷耳中心至板簧主片中性层距离(mm)3.垂直上跳100mm，其干涉量(mm)4.垂直下跳100mm，其干涉量(mm)附表二、转向机构理论的校核：方法详见【吉林工业大学汽车教研室出版《汽车设计》】1.最大内轮转向角(°)2.相应外轮转向角(°)1.转向拉杆位于中间位置状态2.转向拉杆位于左极限位置状态断面宽(mm)268附表三、转向拉杆系统和方向盘圈数的校核：以转向拉杆的三维空间尺寸不变原理，按照轮胎的内、外转向角算出转向垂臂的摆角参数5.沿外轮边缘轨迹的最小转弯半径(m)4.沿外轮对应主销点最小转弯半径(mm)3.车轮转臂长度(mm)20.45.43.动力转向器型号角传动比XZ二维坐标系长度(mm)Y一维坐标系长度(mm)XYZ三维坐标系长度(mm)84.3900.922416～1633904.25598.1符合2695034000符合30000符合43.944.50.1～0.182.4876672.5216672450～25505.009333550～65092.76543符合21.284466.75443372222符合312.3298.810798.0214223.56符合23.13427转向垂臂长度(mm)4.转向助力泵型号300发动机自带1315.75003600恒峰6112E2－34080102.82.230工作流量(L/min)最大工作压力(MPa)公称排量(mL/min)最高转速(r/min)最低转速(r/min)5.贮油罐型号总容积(L)最大贮油量(L)最大通过油量(L/min)安全开启压力(MPa)6.发动机型号最高转速(r/min)4012怠速(r/min)7.转向拉杆规格球头一总成型号球头一球销直径(mm)3303E－059/06037转向助力泵与发动机速比1.470588235球头二总成型号球头二球销直径(mm)潍柴WD615－30球销沿其中心摆角(°)φ42X8钢拔管33R13－01066球销沿其中心摆角(°)128.方向盘半径(mm)9.悬架型式250多片钢板弹簧前簧卷耳衬套外直径(mm)前簧主片端部厚度(mm)前簧支点距(mm)前簧U型螺栓夹紧距(mm)35121600880.5前簧菲工作长度系数k3.转向拉杆位于右极限位置状态Y一维坐标系长度(mm)XZ二维坐标系长度(mm)Y一维坐标系长度(mm)XZ二维坐标系长度(mm)4.此三种极限状态的球销最大摆角(°)5.转向轮单胎满载负荷(N)球头销一最小负荷能力(N)球头销二最小负荷能力(N)6.方向盘圈数动力转向器总圈数利用率(%)动力转向器总圈数动力转向器向右转圈数动力转向器向左转圈数转向垂臂右极限摆角(°)转向垂臂左极限摆角(°)附表四、转向系统传动比的计算和动力转向器总成基本参数的匹配校核：方法详见【吉林工业大学汽车教研室出版《底盘设计》】2.转向系统的力传动比1.转向系统的角传动比3.原地转向阻力矩(N.mm)4.转向拉杆位于中间位置状态5.转向拉杆位于左极限位置状态转向节臂计算力臂(mm)转向垂臂计算力臂(mm)原地阻力矩换算到当量杆上的阻力(N)动力转向器输出到当量杆的拉力(N)转向助力泵作用，方向盘的转动力(N)208.3198.516189.2621410.58符合34.68474259.6223.712990.0718998.66符合27.83063704.174712.69853不符合附表六、贮油罐总成基本参数的匹配校核：方法详见【吉林工业大学汽车教研室出版《汽车设计》】1.贮油罐排量能否满足转向油泵所需流量？符合附表五、转向助力泵总成基本参数的匹配校核：方法详见【人民交通出版社出版《汽车设计》】1.发动机怠速时转向助力泵排量(L)符合2.发动机高速时转向助力泵排量能否满足动力转向器的流量？设计结论：此K01旅游车型的动力转向系统匹配是比较成功的，直接鉴借了原东风杭汽R13底盘的转向系统，并做了拉杆加粗提高安全性能改进，优化了转向系统。由此表的右方数据结果可得出：前悬架系统与转向拉杆系统的运动协调基本上符合此车型的设计要求；动力转向系统的各总成件基本参数是相互匹配的，并能比较优良的完成协调运动。转向节臂计算力臂(mm)转向垂臂计算力臂(mm)7.转向助力泵失效，方向盘的转动力(N)转向助力泵作用，方向盘的转动力(N)转向助力泵作用，方向盘的转动力(N)原地阻力矩换算到当量杆上的阻力(N)动力转向器输出到当量杆的拉力(N)6.转向拉杆位于右极限位置状态转向节臂计算力臂(mm)转向垂臂计算力臂(mm)原地阻力矩换算到当量杆上的阻力(N)动力转向器输出到当量杆的拉力(N)178.57