转向系统校核计算与设计 (2).xlsVIP

Sheet3 Sheet2 ASB-140悬架-ZF8095转向机 板簧悬架-IPS55转向机 (2) 板簧悬架-IPS55转向机 轮胎气压(bar) 自由直径(mm) 滚动半径(mm) 输出轴摆角(°) 机械效率(％) 最大输出扭矩(N.mm) 最大工作压力(MPa) 工作流量(L/min) 转向垂臂长度(mm) 公称排量(mL/min) 最高转速(r/min) 最低转速(r/min) 总容积(L) 最大通过油量(L/min) 安全开启压力(MPa) 怠速(r/min) 球头一球销直径(mm) 球销沿其中心摆角(°) 球头二球销直径(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) XMQ6110(K01)系列旅游车 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) 8.方向盘半径(mm) 东风30JLSZ1－00005A－B 满载负荷(kg) 11R22.5－16PR 万安ZB16A－200/140－110 转向助力泵与发动机速比 球头销一最小负荷能力(N) 球头销二最小负荷能力(N) 5.贮油罐型号 最大贮油量(L) 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？ 恒峰6112E2－3408010 前簧卷耳衬套外直径(mm) 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》】 5.转向轮单胎满载负荷(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) 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 在XMQ6115/XMQ6118系列旅游车基础上，进行底盘转向系统的优化设计 设计原则 产品零部件标准化和互换性 1.前桥型号 2.相应外轮转向角(°) 3.车轮转臂长度(mm) 5.沿外轮边缘轨迹的最小转弯半径(m) 总圈数 XYZ三维坐标系长度(mm) 2.转向拉杆位于左极限位置状态 Y一维坐标系长度(mm) XZ二维坐标系长度(mm) 6.方向盘圈数 转向垂臂左极限摆角(°) 动力转向器向右转圈数 ～ φ42X8钢拔管 球头一总成型号 4.转向拉杆位于中间位置状态 9.悬架型式 前簧菲工作长度系数k 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) ZF8095 955 227 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，方法参考连杆机构运动原理 1.球销摆动中心至车架下平面距离(mm) 2.球销摆动中心至前桥中心距离(mm) 3.球销中心至其摆动中心距离(mm) 1.转向系统的中间位置角传动比 转向助力泵失效，方向盘的转动力(N) 转向系统的左右极限角传动比 转向系统的左右极限力传动比 3.原地转向阻力矩(N.mm) 2.转向系统的中间位置力传动比 发动机自带 厦门金龙 技术中心 应青峰 2005.10.10 注：不同颜色背景说明 方盛JY30N 4.垂直上跳70mm，其干涉量(mm) 5.垂直下跳75mm，其干涉量(mm) 2.轮胎型号 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》】 滑动摩擦系数μ 1.最大内轮转向角(°) 常数F 常数π 4.沿外轮对应主销点最小转弯半径(mm) 断面宽(mm) 3.动力转向器型号 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 角传动比 1.转向拉杆位于中间位置状态 4.转向助力泵型号 万安XMQ6113-3407100L 3.转向拉杆位于右极限位置状态 4.此三种极限状态的球销最大摆角(°) 转向垂臂右极限摆角(°) 动力转向器向左转圈数 6.发动机型号 动力转向器总圈数 动力转向器总圈数利用率(%) 7.转向拉杆规格 33R13－01066 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》】 球头二总成型号 3303E－059/060 实际左极限角传动比 实际右极限角传动比 实际左极限力传动比 实际右极限力传动比 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