转向系统设计说明书文档格式.docx
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外轮最大转角α（deg）
27.3
主销偏置距C（mm）
57
四轮定位参数
主销内倾角（°
）
5
主销后倾角（°
3°
7`
车轮外倾角（°
1
前轮前束（mm）
1.5±
1.5
前轮胎采用14.00-25，轮辋偏置距207.5mm，负荷下静半径为640mm，满载下前胎充气压力850kpa
二、最小转弯半径：
对于只用前桥转向的三轴汽车，由于中轮和后轮的轴线总是平行的，故不存在理想的转向中心。
计算转弯半径时，可以用一根与中、后轮轴线等距离的平行线作为似想的与原三轴汽车相当的双轴汽车的后轮轴线。
图一转弯半计算图
最小转弯半径R=9975+（2471-2100）/2=10160.5mm
二、理论转角和实际转角关系
图2内外轮实际转角关系图
图3内外轮理论转角关系图
根据图2和图3得出表二数据
表二
外轮转角（°
0
5
10
15
20
25
阿克曼理论内轮转角（°
5.1
10.6
16.4
22.8
30.7
34.1
实际内轮转角（°
4.9
10.9
17
23.6
29.8
33.4
误差（°
0.2
0.3
0.6
0.8
0.9
0.7
由上图可见在外轮转角在0°
—27.3°
范围内，实际转角关系与阿克曼转角关系较接近，与阿克曼理论值差值在2°
以内，转向桥梯形臂符合设计要求。
四、转向力计算
1.转向阻力矩计算
转向时驾驶员作用到转向盘上的手力与转向轮在地面上回转时产生的转向阻力矩有关。
影响转向阻力矩的主要因素有转向轴的负荷、轮胎与地面之间的滑动摩擦系数和轮胎气压。
计算公式如下：
Mr=f·
（G13/P）1/2/3
其中：
Mr——在沥青或混凝土路面上的原地转向阻力矩，N.m；
f——轮胎与地面间的滑动摩擦系数，取0.7；
G1——转向轴负荷，N；
P——轮胎气压，Mpa；
因此：
Mr=0.7×
[（16000×
9.8）3/0.85]1/2/3=15714N.m
2.作用在转向盘上的手力用下式计算：
Fh=Mr·
Δβk/（Δф·
R·
η）
Fh——作用在转向盘上的手力，N；
R——转向盘半径，mm；
R=480/2=240mm；
η——转向系正效率，转向系的正效率一般在
0.67～0.85,此处取η=0.8；
Δβk——转向节转角增量；
（见图一）
Δф——对应Δβk的转向盘转角增量；
图4、转向节与转向摇臂的转角关系
因此，在没有助力转向的情况下，原地转向所需的方向盘手力：
Fh=Mr·
Δβk/（Δф·
R·
η）
=15714×
103（27.3+33.4）/[（38.3+37.7）×
23.27×
240×
0.8]
=2809（N）
2809已超出人体承受极限，需要加设动力转向装置。
3.转向系总传动比计算：
在转向盘全行程中，转向器传动比为23.27（见表3），则转向系总传动比为：
i=（38.3+37.7）×
23.27/（27.3+33.4）=29.14
五、转向器的计算
所选转向机需满足前桥最大负荷要求。
表三转向器参数
角传动比
23.27
最高使用压力
17MPa
方向盘总圈数
输出轴转角
±
47.5°
活塞行程
40mm
活塞线传动比
50mm/rad
转向机正效率
90%
转向机缸径
φ120mm
适用最大前桥负荷
9950kg
最大输出扭矩（效率90％）
8743N.m
匹配流量
18-25L/min
使用温度
-40°
C—130°
C
自重
55kg
按照下式计算转向系理论输出力矩：
在原地助力转向的情况下，原地阻力矩主要靠液压油压力
提供，同时方向盘输入力矩也起部分作用，考虑发动机怠速时动力泵的输出压力，按动力转向器的最大压力计算，即：
M=M1+Mmax
M——转向系输出力矩N.m
M1=F×
Rww
F——静态转向方向盘手力（N）;
Fw≤50N，取Fw=50N；
M1=50×
240=12.4N.m
Mmax=M2×
L2×
η/L1
M2——最大输出扭矩（效率90％）=8743N.m
L1——转向摇臂长度=235（见图2）
L2——转向节臂长度=280
η——转向系输出效率，此处取η=90%
Mmax=8743×
280×
90%/235
=9375.4（N.m）
M=9375+12.4=9387.8＜Mr=15714
转向系输出力矩不能满足汽车原地转向要求，需要增加动力缸。
六、动力缸计算：
表四动力缸参数
特性
参数
工作行程
270mm
缸径
70mm
活塞杆
32mm
液压
18MPa
最大行程长度
856.5mm
最小行程长度
586.5mm
行程中位总长
721.5
最小输出力矩：
M3=P×
S×
L×
η
P——液压压强=17MPa
S——活塞最小面积
S=π×
〔（70/2）2-（32/2）2〕=3042.66mm2
L——左转向节臂长度，L=220
η——动力缸输出效率，η=90％
M=17×
106×
3042.66×
0.9×
0.22×
10-6
=10241N.m
设整车总的转向输出力矩为M4
则：
M4=M+M3
可见M4>
Mr=9387+10241=19628>
15714,可满足输出力矩要求
七、转向油泵选择计算
1.转向机理论流量计算：
对于汽车转向盘的最大转速n，此处取n=1rev/s计算，计算公式如下：
Q0=60×
n×
I’×
Sh
Sh——油缸实际工作面积，mm2；
活塞缸径=120mm
对所选转向机，Sh=π×
3600=11304mm2
转向机线传动比：
i’=40*2/6.14=13mm/rev；
取转向盘最大转速n=1rev/s
所以，理论流量Q0=60×
n×
i’×
S=60×
1×
13×
1.0×
104×
10-6=7.8L/min
2.动力缸理论流量计算
对所选动力缸，S=π×
352=3847；
活塞缸径=70mm
动力缸线传动比：
i’=240/5.25=45.7mm/rev；
（当方向盘转5.25圈时，动力缸行程为240mm）
Q1=60×
3847×
10-6×
45.7=10.5L/min
油泵工作流量的选取是根据转向盘最大瞬时转速计算的，先计算出满足转向盘最大瞬时转速所需要的理论流量Q2，然后再计算出实际需要的流量Q4。
前面算出理论流量Q2=Q0+Q1=7.8+10.5=18.3L/min
Q4=（Q0+Q1）/ηv+Q3
Q4——实际需要的流量，L/min；
ηv——油泵的容积效率，计算时一般取ηv=0.85～0.95；
取0.9
Q3——动力转向器和油泵允许的内泄漏量（此值由厂家确定）L/min,此处取2L/min计算。
实际需要的流量Q4=18.4/0.8+2=22.3（L/min）
3.油泵排量计算
在怠速原地转向时，转向油泵需满足方向盘在一定转速下，转向机和动力缸能正常工作，不出现方向变重现象。
其油泵排量计算公式如下：
q=Qi/（ni×
i0）
式中:
q——油泵排量，ml/rev；
ni——发动机怠速转速；
ni=600rev/min；
i——转向泵与发动机速比；
i=1.47；
故：
q≥22.3×
103/（600×
1.47）=25.3ml/rev
4.油泵的选择
根据以上计算选择转向泵参数如下：
表五油泵参数
油泵特性
数值
控制流量
25L/min
排量
21ml/rev
18.3MPa
工作转速
500～4000r/min
图5油泵流量图
在所选转向泵条件下，方向盘的转速：
（1）.怠速条件下
Qi=Q1+Q0
Qi=n×
q×
i0=600×
21×
10-3×
1.47=18.5L/min
ni×
Sh/η
=60×
10-6/0.9
ni×
45.7/0.9
所以：
ni=18.5/20.3=0.9rev/s（怠速时方向盘最大转速）
ni＜1rev/s，排量21ml/rev不合理。
（2）.正常行驶条件下
正常行驶时Q取控制流量Q=25L/min
ni=25/20.3=1.2rev/s（正常行驶时方向盘最大转速）
ni>
1rev/s,排量21L/min合理。
在怠速情况下，油泵排量偏小，但从综合情况考虑：
排量加大，油温升高，影响液压介质的使用性能及其它零部件的使用寿命。
如果在满载情况下，发动机怠速情况下发生转向沉重，可适当加油提高发动机转速。
一般转向油泵的流量随油泵的工作转速升高而增加，要求在油泵的限制转速900～1000r/min以下线性增加，在限制转速以上流量不明显增加。
这是因为有动力转向器的汽车，希望在正常车速行驶时，系统的工作流量稳定，不随发动机的变化而变化。
不希望出现随发动机转速升高而出现油泵流量线性增大，导致转向过于灵敏，以致转向盘发飘的现象。
矿用自卸车选用的转向油泵特性曲线如上图，可以看出来其满足实际流量要求外，在达到控制流量时，增长趋于平缓。
满足转向机流量特性要求。
油泵的最大压力18.3MPa，而转向机克服最大转向阻力矩的压力需要17MPa，综合考虑转向机、转向泵的最大工作压力，将整个系统压力暂定为17MPa。
以上所诉：
转向泵满足要求。
八、转向升缩轴的计算：
图6驾驶室翻转轴升缩量计算图
方向基输入点位置相对于驾驶室A点坐标（208,-930,-124）
驾驶室最大翻转角度=53°
升缩轴安装长度BC=593mm
当驾驶室翻转到极限时，C点绕着A点旋转到C'
点
汽车在行驶时，驾驶室上下跳动，此处取驾驶室向上和向下的跳动量分别为30mm
取方向盘的上下调节量为50mm
L=770-593+60+50=287mm
即：
伸缩轴的伸缩量须大于287mm
注：
此矿用自卸车的升缩轴和转向管柱的设计和安装由驾驶室厂家确定。
我们只提供方向基输入轴的安装点坐标。
九、动力缸行程计算
1.动力缸在空载情况下行程计算
图7动力缸在空载情况下行程计算图
AB为车轮直线行驶动力缸安装距=731mm
AB’为车轮右转动力缸最短距离=597mm
AB’’为车轮左转动力缸最长距离=833mm
S1=L1-L2
S2=L3-L4
S1——为车轮左转极限位置时动力缸的行程余量
S2——为车轮右转极限位置时动力缸的行程余量
L1——动力缸最大行程长度（见表四）
L2——动力缸在空载情况下实际最大行程长度=AB’’=833mm
L3——动力缸在空载情况下实际最小行程长度=AB’=597mm
L4——动力缸压缩到最短长度（见表四）
S1=856.5-833=23.5mm
S2=597-586.5=11.5mm
2.动力缸在满载情况下行程计算
图8动力缸在满载情况下行程计算图
AB’为车轮右转动力缸最短距离=596mm
AB’’为车轮左转动力缸最长距离=831mm
S3=L1-L2
S4=L3-L4
此处：
L2——动力缸在满载情况下实际最大行程长度=AB’’=831mm
L3——动力缸在满载情况下实际最小行程长度=AB’=596mm
S3=856.5-831=24.5mm
S4=596-586.5=9.5mm
S3为车轮左转极限位置时动力缸的行程余量
S4为车轮右转极限位置时动力缸的行程余量
结论：
在满载和空载情况下，动力缸行程均有余量，满足设计要求。
十、转向装置与悬架导向机构的运动校核
表六悬架参数
板簧空载悬架高（mm）
363
板簧满载悬架高（mm）
330
板簧动挠度（mm）
110
板簧静挠度（mm）
61
U型螺栓距（mm）
210
板簧卷耳距前轴距（mm）
900
图9转向装置与悬架导向机构的运动校核图
Le为卷耳中心到板簧前U型螺栓的距离的1/4。
KK’为节臂球销A1绕摇臂球销B1的运动轨迹，同时JJ’为节臂球销绕O2的运动轨迹，在向节臂球销向上截取板簧动挠度110，向下截取静挠度61，分别于KK’和JJ’相交于GH和G’H’。
GH和G’H’就是转向杆系与悬架导向机构的运动不协调造成的轨迹偏差。
GH=5.1mm
G’H’=5.6mm
轨迹偏差在轮胎变型的弹性范围内，满足设计要求。
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