矿用自卸车转向设计计算说明书
3090自卸汽车设计说明书要点
车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书车辆与动力工程学院毕业设计说明书1第一章第一章第一章第一章总体布置概述总体布置概述总体布置概述总体布置概述§§§§1.11.1 1.11.1 总体布置设计作用总体布置设计作用总体布置设计作用总体布置设计作用汽车作为商品在世界各处都有广阔的市场，又因其生产批量在而给企业带来丰厚的利润。
汽车品种的多样性可满足各种生产、生活活动的需求，而且有良好的社会效益。
但是汽车从构思到投入市场需要一个较长的时间，汽车的各项开发都很复杂，特别汽车总体布置设计。
总体布置设计的主要任务是：根据同级汽车的国内外资料，以及国内的使用调查和试验报告等，对设计任务进行分析研究，形成具体的技术方案，完成整车各主要方面的设想，为各总成的设计提供依据。
如选择什么样的车型，外形尺寸的大小，所设计的汽车具有什么样的性能，选择什么样的总成，采用什么新结构、新技术，以及为满足各方面的要求需要采取什么措施等，从而保证所设计的汽车不仅在预定的使用条件下具有良好的使用性能、重量轻、寿命长、结构简单、使用方便、经济性好等，综合指标方面上要不断缩小与世界先进水平的差距。
总体布置设计在整个汽车设计过程中，向总成设计提供整车方面的数据及与总成有关的参数、各部件的结构型式、重量控制、空间布置、负荷状况及支承连接方式等。
从整车的结构性能出发，对部件提出必要的要求，协调整车与部件、部件与部件之间的关系，使之构成一个各方面均很完好的整体；总布置设计人员应密切配合各部件的设计，在统一的目标下，充分发挥总成设计人员的主动性和创造性。
§§§§1.21.2 1.21.2 主要空间布置项目主要空间布置项目主要空间布置项目主要空间布置项目车辆总体布置设计主要考虑的项目列于表1-1，布置之初，先设总布置的主要构成要素进行布置，然后验证这种布置达到原设定的主要尺寸性能等目标的程度。
重型自卸汽车设计(转向系及前桥设计)
重型自卸汽车设计（转向系及前桥设计）摘要汽车在行驶的过程中，需要按照驾驶员的意志经常改变其行驶方向，即所谓的汽车转向。
汽车的转向系统是一套用来改变或恢复汽车行驶方向的专用机构，本文的研究内容即是重型自卸汽车的转向系设计。
本文针对的是与非独立悬架相匹配的整体式两轮转向机构。
利用相关汽车设计和连杆机构运动学的知识，首先对汽车总体参数进行设计，在此基础上，对转向器，转向传动机构进行选择，接着再对转向器和转向传动机构（主要是转向梯形）进行设计，最后，利用软件AUTOCAD完成转向梯形和转向器的设计图纸。
转向器在设计中选用的是循环球式齿条齿扇转向器，在对转向器的设计中，包括了螺杆—钢球—螺母传动副的设计和齿条—齿扇传动副的设计，前者是基于参照同类汽车，确定出钢球中心距，设计出一系列的尺寸，而后者则是根据汽车前轴的载荷来确定出齿扇模数，再由此设计出所有参数的。
转向梯形的设计选用的是整体式转向梯形，本文在设计中借鉴同类汽车转向梯形设计的经验尺寸对转向梯形进行尺寸初选。
再通过对转向内轮实际达到的最大偏转角时与转向外轮理想最大偏转角度的差值的检验，和作为一个四杆机构对I其最小传动角的检验，来判定转向梯形的设计是否符合基本要求。
本文在消化，吸收，总结，归纳前人的成果上，系统、全面地对机械动力转向系进行理论分析，设计及优化。
为重型自卸汽车转向系的设计开发提供了一种步骤简单的设计方法。
关键词：转向系，转向器，转向梯形IITHE DESIGN OF HEAVY DUMP (THE DESIGN OF STEERING SYSTEM AND RRONT AXLE)ABSTRACTIn a moving vehicle, the driver will need to frequently change its traveling direction, the so-called steering. Vehicle steering system is used to change or restore a car in the direction of a dedicated agency, the contents of this paper is the study of light vehicle steering system design.This article is aimed at non-independent suspension and would like to match the overall style of the two steering. The use of the relevant vehicle design and kinematic linkage of knowledge, first of all, the overall parameters of the vehicle design, in this basis, the steering gear, steering transmission choice, and then to the steering gear and steering transmission (mainly trapezoidal steering ) design, and finally, the use of AUTOCAD software and the steering gear steering linkage to complete the design drawings.Steering the ball of choice is the cycle of fan-type steering gear rack teeth, in the design of steering gear, including a screw - Ball - Vice-nutIIIdrive the design and rack - fan drive gear pair design, the former is based on the reference to similar vehicles, to determine the center distance of the ball, the design of a series of size, while the latter is based on the vehicle front axle load to determine the fan module out of gear, and then all of the resulting design parameters.Steering linkage design is a whole selection of steering trapezoid, the paper design is used in car steering linkage from a similar experience in the design of the size of the steering linkage to the primary size. Through to the actual steering wheel in the maximum deflection angle with the steering wheel in the most ideal test of the difference of deflection angle, and four institutions, as a minimum transmission angle of its examination, to determine whether the design of steering trapezoid in line with the basic requirements.In this paper, digestion, absorption, and summing up, summing up the results of their predecessors, the systematic, comprehensive mechanical steering system to carry out theoretical analysis, design and optimization. For the light vehicle steering system design and development provides a simple design method steps.Key word: steering system，steering gear，steering trapezoidIV目录前言 (1)第一章从动桥结构方案的确定 (3)§1.1从动桥总体方案确定 (3)第二章转向系结构方案的确定 (5)§2.1转向系整体方案的分析 (5)§2.1.1转向器方案的分析 (5)§2.1.2 循环球式转向器结构及工作原理 (6)§2.1.2动力转向系统分类 (7)§2.2转向系整体方案的分析 (8)第三章从动桥的设计计算 (10)V§3.1从动桥主要零件尺寸的确定 (10)§3.2 从动桥主要零件工作应力的计算 (11)§3.2.1 制动工况下的前梁应力计算 (12)§3.2.2 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算 (16)§3.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算 (17)§3.3.1 在制动工况下 (17)§3.3.2 在侧滑况下 (19)§3.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算 (20)§3.4.1 在制动工况下 (20)§3.4.2 在侧滑工况下 (22)第四章转向系统的设计计算 (24)§4.1 转向系主要性能参数 (24)VI§4.1.1 转向器的效率 (24)§4.1.2 传动比的变化特性 (26)§4.1.3 给定的主要计算参数 (27)§4.1.4 转向盘回转总圈数n (28)§4.2 转向系计算载荷的确定 (29)§4.3 循环球式转向器的计算 (30)§4.3.1 循环球式转向器主要参数 (30)§4.3.2 螺杆、钢球和螺母传动副 (31)§4.3.3 齿条、齿扇传动副设计 (32)§4.4 循环球式转向器零件强度的校核 (35)§4.4.1 钢球与滚道间的接触应力σ (35)§4.4.2 齿的弯曲应力σ (37)VII§4.5 液压动力转向机构的计算 (38)§4.5.1 动力转向系统的工作原理 (38)§4.5.2 转向动力缸的工作分析 (39)§4.6 转向梯形机构确定、计算及优化 (45)§4.6.1 转向梯形结构方案分析 (45)§4.6.2 整体式转向梯形机构优化设计 (47)第六章结论 (57)参考文献 (58)致谢 (60)VIIIIX前言自卸车是利用发动机动力驱动液压举升机构，将车厢倾斜一定角度从而达到自动卸货，并依靠箱货自重使其复位的专用汽车。
矿用自卸车断开式转向梯形机构影响参数分析
转向角，K 为两侧主销轴线与地面相交点之间的距离，L
为轴距。理想转向过程中，自卸车的内外转向轮的转角应
满足如下 Ackermann（阿克曼）关系[5]：
cot α0- cot β0= K/L
（1）
图 1 所示转向机构的几何结构如图 3 所示。图 3 中：
AF =K 为两侧主销轴线与地面相交点之间的距离；AB = FE =a 为梯形臂的臂长；θ 为梯形底角；点 G 为铰接点，点 G 到车辆前轴轴线的距离为 s；点 C 与 D 为梯形的断开
（3） （4）
μ= arccos（GJ）2+c2-b2 2GJ ×c
（5）
由式（2）~ 式（5）可得：
γ=ψ- arcsin
asin（φ+ α）
-
姨a2
+
2
d
-
2ad
co（s φ+α）
arccos a2+c2+d2-b2-2adcos（φ+ α）
2c
姨a2
+
2
d
-
2ad
co（s φ+α）
（6）
同理可得实际因变角：
由式（6）与式（7）可知，影响左、右转向轮实际转角关 系的参数有主销中心距 K、梯形臂的臂长 a、梯形底角 θ、 铰接点 G 到前轮轴线的距离 s、铰接点 G 到断开点 C、D 连线间的距离 h，以及断开点 C、D 的距离 e 等。
设计·计算
Design and Calculation
矿用自卸车断开式转向梯形机构 影响参数分析
林 羽，王卓周，傅小青，蒋 宽 广州电力机车有限公司
摘 要｜以某矿用自卸车断开式转向梯形机构为例，从几何结构角度推导出左、右转向轮的实际转角关系。详细分析断开 式转向梯形机构各影响因素对转向轮转角误差变化曲线的影响规律，揭示出转向梯形在设计过程中需要重点优化的参数。 影响左、右转向轮实际转角关系的参数有：主销中心距 K，梯形臂的臂长 a，梯形底角 θ，铰接点 G 到前轮轴线的距离 s，铰接 点 G 到断开点 C、D 连线间距离 h，断开点 C、D 的距离 e 等。分析结果表明：在 h、a、e、s 等 4 个值变化相同的数量值时，对转 向轮转角误差变化曲线的影响程度由大至小依次为 h、e、a、s 值，s 值的改变对转向轮转角误差变化曲线几乎没有影响。θ 值 的改变对转向轮转角误差变化曲线的影响最为显著。 关键词：断开式转向梯形；轮转角误差；优化设计
矿用自卸车整体式转向机构设计与优化
矿用自卸车整体式转向机构设计与优化摘要：矿用电传动自卸车为非公路车，其车身宽、轴距长，并且整车自重和载重量大，尤其载重量在200吨以上的车型，为了避免结构过于复杂，通常采用整体式转向机构。
而整体式转向梯形的转向误差较大、左右轮运动相互干扰，设计与优化难度大。
本文根据360吨矿用电传动自卸车转向机构的设计与优化过程，为此类问题提供了理论依据。
关键词：矿用电传动自卸车转向机构0 前言大型矿用电传动自卸车（简称“矿车”）主要用于露天矿山、有色金属矿山和大型水利工程等，承担着世界上40%的煤、90%的铁矿运输，其载重量已达到360吨，整车重量超过600吨。
露天矿山工作环境恶劣，路面不平整，矿车在转弯过程中对轮胎磨损大，并且轮胎价格昂贵、更换轮胎难度大，将直接导致矿车运营成本增加。
因此对转向机构进行分析优化，尽可能减小转向误差，对矿车质量的提升有着十分重要的理论及经济意义。
1 矿车转向机构介绍图1 转向机构1.车架2.横拉杆3.节臂4.转向油缸如图1所示，该车采用整体式转向机构。
根据设计原理可知，梯形臂长度R通常取0.11K~0.15K，由车架数据可知：K=4418MM，L=6650mm，因此可知R在460.9~628.5mm范围内。
2 实际内外轮转角的确定理论上汽车在低速转弯行驶时（忽略离心力的影响），假设轮胎是刚性的，忽略轮胎侧偏的影响，此时若个车轮绕同一瞬时转向中心进行转弯行驶，则两转向前轮轴线的延长线交于后轴延长线上，这一几何关系成为阿克曼几何学，如图2所示：由于车架结构限制，内轮转角≤40°能够保证轮胎与车身不干涉。
根据上述边界条件，能够得到一个不等式方程，通过数据迭代优化分析处理，最终得出：R=866.9mm，γ=67.34°。
为了验证设计参数的合理性，再将内外转角根据内外轮、转向角之间的几何关系，利用余弦定理可得出整体式转向机构内外轮实际转角关系，的实际值与理论值偏差进行对比，得到转向偏差曲线图：图4 外侧车轮转角误差图4曲线走势与理论特性曲线在整个范围内温和的很好，且最大转角误差为0.8°。
重型自卸汽车设计(转向系及前桥设计)
河南科技大学毕业设计（论文）题目＿重型自卸汽车设计（转向系及前桥设计）重型自卸汽车设计（转向系及前桥设计）摘要汽车的转向就是驾驶员按照自己的意志使行驶中的汽车行驶方向改变。
使汽车行驶方向恢复或者改变的一套专用机构，即所谓的汽车转向系统。
接下来我们来讨论重型自卸车转向系及前桥设计。
本次设计采用的是整体式转向机构，与非独立悬架相匹配。
首先通过发动机型号选择相应车型，再查找转向系结构及计算公式的相关书籍，根据已选车型，找出相关的基本数据，运用机构运动、汽车设计的知识，对转向系进行参数设计，再选用相关的转向机构，对轴、齿轮等进行强度校核，最后用汽车专用软件CAD 进行图纸设计。
由于这次是重型自卸，那么在转向时，就要有转向助力缸，帮助司机转弯。
在参考往年的资料的基础上，先选用液压式的助力缸。
前桥转向轮，一边靠转向直拉杆、转向节臂，另一边靠助力缸助力，把力平分到车轮上，这样液压助力缸可以做的小一点。
转向梯形就是由前桥、左右转向节臂、转向横拉杆组成的梯形。
其作用就是保证转向时左右车轮按一定的比例转过一个角度。
本次设计采用整体式转向梯形，参考往年毕业设计及同类汽车设计经验初选转向梯形的尺寸。
用内轮最大实际偏转角减去外轮理想最大偏转角，得出的差值进行检验，检验是否符合计算要求，从而进行设计。
在吸收、参考各类重型汽车转向系，在此基础上略作改进。
为重型自卸汽车转向系提供了一种思路。
关键词：转向系，转向梯形，转向器，转向助力缸THE DESIGN OF HEAVY DUMP (THE DESIGN OF STEERING SYSTEM AND RRONT AXLE) ABSTRACTThe steering of the car is the driver in accordance with their own will make t he driving direction change. A set of special mechanisms that enable the vehicle to move in or out of a vehicle's steering system. Next, we discuss the design of the st eering system and the front axle of heavy dump truck.This design uses the integral steering mechanism, and the non independent susp ension. First through the engine model to select the appropriate models, then find t he books related to the steering system structure and calculation formula, according to the selected models, find out the related basic data, using the knowledge of mec hanism motion, car design, design the parameters of the steering system, and the rel ated to institutions, to check the strength of shaft, gear and so on. The final desi gn drawings with the special software of automobile CAD.This paper introduces the application of the recirculating ball rack and pinio n steering device in the design of the steering gear. Recirculating ball type steeri ng gear rack with two level gear transmission pair in the first stage, in order to r educe the friction between the steering and steering screw nut, the rolling friction; in the second stage transmission pair, to adjust the meshing clearance and the gear rack. Wherein, the steering nut follower is a first stage transmission pair, and th e driving part is in the second stage transmission pair.The steering trapezium is composed of front axle, left and right steering knuc kle arm and steering tie rod. Its role is to ensure that the steering wheel left and right wheels in a certain proportion of an angle. The design of the whole steering ladder, reference to previous years of graduation design and similar car design expe rience of the size of the steering trapezium. The maximum deflection angle of the in ner wheel is subtracted from the maximum deflection angle of the outer wheel, and th e difference is tested.In the absorption and reference of all kinds of heavy vehicle steering system, on the basis of improvement. This paper provides an idea for heavy duty truck steer ing system.KEY WORDS: steering system ,steering trapezium, steering gear, steering booster cyli nder目录前言 (1)第一章从动桥结构方案的确定 (2)§1.1从动桥总体方案确定 (2)第二章转向系结构方案的确定 (3)§2.1转向系整体方案的分析 (3)§2.1.1转向器方案的分析 (3)§2.1.2 循环球式转向器结构及工作原理 (4)§2.1.3动力转向系统分类 (4)§2.1.4转向加力装置 (6)§2.1.5转向加力装置的转向控制阀 (8)§2.1.6转向加力装置的结构布置方案 (9)§2.2转向系整体方案的分析 (9)第三章从动桥的设计计算 (11)§3.1从动桥主要零件尺寸的确定 (11)§3.2 从动桥主要零件工作应力的计算 (11)§3.2.1 制动工况下的前梁应力计算 (12)§3.2.2 在最大侧向力(侧滑)工况下的前梁应力计算 (14)§3.3 转向节在制动和侧滑工况下的应力计算 (15)§3.3.1 在制动工况下 (15)§3.3.2 在侧滑况下 (16)§3.4 主销与转向节衬套在制动和侧滑工况下的应力计算 (17)§3.4.1 在制动工况下 (17)§3.4.2 在侧滑工况下 (19)第四章转向系统的设计计算 (20)§4.1 转向系主要性能参数 (20)§4.1.1 转向器的效率 (20)§4.1.2 传动比的变化特性 (20)§4.1.3 给定的主要计算参数 (21)§4.1.4 转向盘回转总圈数n (21)§4.2 转向系计算载荷的确定 (22)§4.3 循环球式转向器的计算 (22)§4.3.1 循环球式转向器主要参数 (22)§4.3.2 螺杆、钢球和螺母传动副 (23)§4.3.3 齿条、齿扇传动副设计 (23)§4.4 循环球式转向器零件强度的校核 (25)§4.4.1 钢球与滚道间的接触应力σ (25)§4.4.2 齿的弯曲应力σ (26)§4.5 液压动力转向机构的计算 (27)§4.5.1 动力转向系统的工作原理 (27)§4.5.2 转向动力缸的工作分析 (27)§4.5 转向梯形机构确定、计算及优化 (30)§4.5.1 转向梯形结构方案分析 (31)§4.5.2 整体式转向梯形机构优化设计 (32)第五章结论 (35)参考文献 (36)致谢 (37)前言自卸车能将汽车用来承载货物或者人的东西按必然的角度来卸货，并靠自身的重量让汽车用来承载货物或者人的东西自动回到原来位置的专用汽车。
重型卡车双前桥转向系统开发计算说明书
编号北奔威驰8×4宽体矿用车1950轴距转向系统开发计算说明书编制审查审定标准化审查批准包头北奔重型汽车有限公司研发中心2010年7月22日1 计算目的双前桥四轴车在转向过程中，理论上要求所有车轮都处于纯滚动，或只有极小滑动，为达到这一目的，要求所有车轮绕一瞬时转动中心作圆周运动。
每个转向桥的梯形角匹配设计，是为满足车轮的理论内外转角特性曲线与实际内外转角特性曲线尽可能的接近；第一、二转向前桥转向摇臂机构设计是为了让第一、二转向前桥最大内转角与轴距之间的理论关系与实际关系尽可能的相匹配。
本次计算是为新开发的8×4宽体车XC3700KZ 匹配北奔高位宽体前桥的转向系统中转向传动机构和转向动力机构中各元件的选型及尺寸提供理论依据。
2 采用的计算方法、公式来源和公式符号说明符号定义及赋值如下：1α为第一转向前桥外转角，1β为第一转向前桥内转角 2α为第二转向前桥外转角，2β为第二转向前桥内转角1L 为第一转向前桥主销中心线与地面的交点到第三桥轴线的距离 2L 为第二转向前桥主销中心线与地面的交点到第三桥轴线的距离3 计算过程及结果 3.1 转向动力系统参数计算3.1.1 原地转向阻力矩计算① 状态一：第一、二转向桥载荷按标准载荷13T 计算 已知参数如下：第一转向桥、第二转向桥的轴荷为1G =2G =13000×9.8=127400 N 轮胎气压1P =0.77Mpa滑动摩擦系数μ=0.6（干燥土路）滚动摩擦系数f =0.035（干燥压紧土路推荐0.025-0.035） 轮胎自由半径0r =685mm 轮胎静力半径1r =670mm 侧偏距a =204mm内轮最大转角max α=35.74°[借用现有一桥拉杆及垂臂W3400112AE 极限内转角]（新设计垂臂936 463 00 01使转角能达到车轮极限转角38度）轮胎宽度1B =375mm轮胎接地面积8212BK ==175782mm ，K=132.6mm主销内倾角Φ=6°对于单桥的原地转向阻力矩，有如下计算方式： A.按半经验公式计算131P G 3μ＝半M =77.012740036.03 =10364271 N.mm =10364 N.mB.按采用雷索夫公式()2s 201r r 0.5a f G -+⋅⨯μ＝雷M=127400×（0.035×204+0.5 ×0.6×22670685-）=6358499 N.mm =6358 N.mC.采用经验公式max11sin sin a G a G αφμ＝经⋅⋅⋅+⋅⋅M=127400×204×0.6+127400×204×sin6°×sin35.74° =17181 N.mD.算术平均求阻力矩为了使计算更趋合理，避免上述四种公式单独使用时与实际工造成的误差，故用以上三种方式求得的阻力矩的算术平均值作为静态原地转向阻力矩0s M 。
基于RecurDyn的大型矿用自卸车断开式转向梯形机构优化设计
多数使用工况下 ， 处于小转 角， 取加权 函数
为： ｃ ｃ Ｊ （ ） 一１ ＋０ ． ５＊ｃ ｏ ｓ （ ４ ． ５＊Ｏ ｉ ） ， 加 权 函数 曲线 如
图 ６所示 。
２ ０ １ ３年 第 １ 期
矿
用
汽
车
・ １ ３ ・
★ 年会论文选登★
优化 后 内外 车 轮转 角 曲线 如 图 ７ 所示， 与图 ４ 相 比， 优化 之 后 ， 车轮 内轮转角 ３ ５ 。 以 内 对 应 的 实
目标 函数 可描述 为 ： 式中， 为 内轮 转 角 ， ． 为实 际外 轮转 角 ； ０ ｏ 为 理论 外轮 转角 ； 一 为 内轮最 大转 角 （ ４ ２ 。 ） 。
３ 转 向机构优化
针对现有 转 向机构存 在 的不 足， 运 用 Ｒｅ ｃ ｕ ｒ — Ｄ ｙ ｎ软件 中 自带 的 Ａｕ ｔ ｏ Ｄ ｅ ｓ ｉ ｇ ｎ Ｄｅ ｓ ｉ ｇ ｎ Ｏｐ ｔ ｉ ｍｉ ｚ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ 模块 ， 建立 转 向梯 形 机构 参 数 化模 型 ， 运 用 优化 设
３ ． ２ 优化 设计 方案一
Ｘ ｌ
Ｙ ｌ
Ｘ ２
Ｙ ２
对 参数 化 的模 型 进行 优 化 ， 结 果 如表 ｌ 及图 ７
所示 。
表 １ 优 化 结果 显 示
项目
优 化 前 Ｏ ． １ １ ６
９ ０ ０ １ ７ ８ ． ４ ２ ２ １ ０ ３ ０ ． ７ ９ ２ １ ． ５ １
优 化 目标 取 梯 形 机 构 实 际 转 角 与 理 论 转 角差
图 ４ 内外车轮转 角曲线
值最 小 ， 由于 转 向梯 形 机 构 本 身 的 原 因 ， 转 向梯 形 不可 能保 证 在 任 何 转 角 时 都 满 足 理 论 转 向特 性 的
矿用自卸车转向机构设计与仿真
10.16638/ki.1671-7988.2017.04.052矿用自卸车转向机构设计与仿真王志杰（宁波城市职业技术学院信息学院，浙江宁波315100）摘要：基于运动学和动力学的方法，建立转向机构的数学模型和虚拟样机模型，分别利用Matlab和Adams对数学模型和虚拟样机模型进行运动学和动力学分析，验证了模型的正确性。
然后利用Matlab对原转向机构进行优化，并分析了设计参数对优化结果的影响，而优化结果在Adams里也得到了进一步的验证。
最后根据得到的优化参数建立转向机构模型。
研究结果表明，联合利用Matlab和Adams进行转向机构的设计，不但可以互相验证计算过程中的正确性，还能减少前期试验的次数，对于转向系统的设计具有一定的参考价值。
关键词：运动学；动力学；数学模型；虚拟样机模型中图分类号：TB535+.2 文献标识码：A 文章编号：1671-7988 (2017)04-154-04Design and Simulation of the Dump Truck Steering MechanismWang Zhijie( Information Institute; Ningbo City College of V ocational Technology, Zhejiang Ningbo 315100 )Abstract: Based on the method of kinematic and dynamics, mathematical model and virtual prototyping of the steering mechanism were built, used Matlab and Adams to conduct kinematics and dynamics analysis, and the correctness of the model was verified. Then used Matlab to optimize the original steering mechanism, and influence of design parameters were analyzed, as well the optimization result was validated in Adams. Last according to the optimized parameters, new steering mechanism was built .The results show that use Matlab and Adams to design steering mechanism, not only can verify the correctness of each calculation process, but also reduce the number of experiment, it provided certain reference value for the optimization design of the steering system.Keywords: kinematics; dynamics; mathematical model; virtual prototypingCLC NO.: TB535+.2 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)04-154-04引言矿用自卸车属于非公路自卸车，载重大、弯道多、作业路面条件恶劣。
农用车转向系统设计说明书
第一章前言§1.1 四轮农用车的发展前景中国改革开放以来，在农村实行家庭联产承包责任制的改革，使农村的经济空前的活跃。
农村的货运量和人口的流动量急剧增加，加快运输机械化成为农村经济发展的迫切需要，正是这一市场的需要使具有中国特色的运输机械-农用运输车应运而生。
它解决了农村运输的急需，填补了村际，乡际，城镇及城乡结合部运输网络的空白，活跃了农村经济，为农村富裕劳动力找了一条出路，从而使数以万计的农民走上了小康之路！四轮农用运输车的竞争对手是轻型汽车。
与汽车相比，四轮农用运输车有许多优点。
入世后农用运输车没有受到多大冲击，因为它是中国特色的产业，符合国情，在国外几乎没人搞过。
但是我们不能回避汽车与四轮农用运输车在市场的竞争，四轮农用运输车利用比较底的生产成本和微利经营的生产方式并引进先进的汽车技术，坚持“三低一高”的特色，注重产品质量，使之与在汽车行业的竞争中得以提高。
随着党和国家提出的的开发西部的政策落实，也给农用运输车厂商带来了无限商机使农用运输车的开发有广阔的前景，另一方面，我国有近13亿人口，特别是9亿以上的农村人口收入水平相对较低，需求量最大的是低档次的汽车。
由于它比较适合中国国情，预计在未来的5～15年里，农用车在我国农村仍然具有广阔的发展前景。
近年来农用车保有量增加很快，因此对柴油的需求很大。
农用车制造工艺简单，价格便宜，其中三轮车价格在4000～7000元/辆，四轮车价格在1～1.5万元/辆，购车农户一般半年左右即可收回10000元投资。
另外，农用车的养路费为每月每吨70元，是汽车的30%，使用成本为同吨位汽车的1/3到1/2。
公路快速建设也促进了农用车的发展。
旧中国，全国公路仅13×104 km，而到1997年底，已达1.226×106 km，目前全国98%的乡和80%的村都通了公路，使得农用车有用武之地。
公安车管部门1993年制定了《关于农用运输车道路交通管理的规定》，在不损害管理大局的前提下，大幅度减少农用车的各种费用，免交车辆增容费。
某大型矿用自卸车转向系统设计计算
某大型矿用自卸车转向系统设计计算谢超马永生郭飞宇 （中车大同电力机车有限公司）【摘要】本文结合某大型矿用自卸车的性能参数和环境参数，通过对液压转向系统进行计算,设计了一套与该矿用自卸车相匹配的液压转向系统，然后将该系统装车进行运行试验，试验结果 表明该转向系统运行良好，符合设计要求。
关键词：矿用自卸车 液压转向系统 设计 应用0引言非公路矿用自卸车主要用于完成露天矿山的岩石土方剥离与矿石运输任务而生的一种专属运 输车型转向系统作为控制车辆行为的系统之 一②，是矿用自卸车的重要组成部分,其设计的好坏直接影响到整车的安全性⑶6及驾驶人员的舒适 性页。
因此,在进行矿用自卸车的设计时，转向系统的操作稳定性和可靠性是考虑的重要环节。
本文通过对某矿用自卸车液压转向系统进行计算,设计了一套与之相匹配的液压转向系统，并通过实验进 行验证，目前试验车型在矿上运行良好。
1转向系统组成某矿用自卸车载重量为240吨。
其转向系统主 要由转向操作元件、转向液压控制元件和转向执行 元件组成，其中转向操作元件包括方向盘、转向柱总成;转向液压控制元件包括油箱、转向制动泵、转 向制动阀组、转向器、流量放大器、转向蓄能器;转 向执行元件包括:转向摇臂、转向横拉杆、转向节臂 和转向油缸。
2转向系统工作过程简述该矿用自卸车液压转向系统采用全液压转向 控制系统，转向器和转向油缸之间用液压传动取代 了传统的机械传动。
其工作过程如图1所示，矿用 自卸车启动时，由发动机带动举升液压泵，举升液压泵通过花键连接带动转向泵转动，转向泵作为液 压转向系统动力源将压力油输出至转向制动阀组，经过阀组内部的过滤器和单向阀后再将主压力油 输送至流量放大器HP 口，同时也储存至转向蓄能 器，提供矿用自卸车紧急转向时的动力油。
当驾驶员操作方向盘向左转或向右转，通过转向柱转动全 液压转向器的转阀，将转向器P 口输入的小流量先导压力油（来源于流量放大器P 口）从L 口（左转 时）或R 口 （右转时）引出至流量放大器的L 口或R 口,控制其HP 口输入的大流量主油路与CL （左转时）口或CR （右转时）口导通，完成由小流量油路控 制大流量油路的纯液压控制，即实现对进入转向油缸动力油流量的控制，从而推动转向油缸活塞杆的 伸长和收缩,再通过梯形结构的变形,将压力输送至转向油缸后由转向执行元件共同实现矿用自卸 车车轮的左转或右转功能。
CA-20地下自卸汽车工作、转向液压系统参数计算及轮边制动器的设计
序言我们本次毕业设计课题是地下矿山自卸车工作、转向液压系统参数计算及轮边制动器的设计国外的地下矿山自卸汽车应用的比较好，技术也比较先进，因此我国大多使用进口地下自卸车，但价格比较高。
因此，CA—20地下矿山自卸汽车的开发对地下矿山设备国产化当起到极其重要的作用，具有重大意义。
20吨地下矿山自卸汽车是我国矿山应用较多的一种机型，它比较适合中型规模的地下矿山。
我国的20吨地下矿山自卸汽车目前还停留在研制阶段。
在整车设计中有我门机械工程学院的优秀老师指导，在这个课题开发过程中，我们可以更加系统全面的学习设计方法和专业知识。
在老师的指引下，我们首先花了一个月的时间认真学习了衡阳有色冶金总厂教授级高工高梦熊编著的《地下装载机结构设计与使用》及中国人民解放军工程兵机械学校编著的《工程机械构造（底盘）》、《工程机械修理（底盘）下册》三本书，对其有了一定了解。
在接下来的设计工作中，利用手中所有的资料来设计属于我国自己的地下自卸车。
在设计中令我难忘的是设计当中指导老师和我们一起共同进退，力求在规定的时间完成设计。
谢谢老师们的指导、帮助、教诲，谢谢老师们为我们所付出辛苦和操劳。
摘要：详细介绍了CA-20地下自卸汽车工作液压系统和转向液压系统的设计，为四个步骤：根据各个系统的功能和整车布置拟定液压系统原理图；根据翻倾及转向角度分别计算工作油缸的行程；根据各系统所受的最大作用力确定系统压力；根据各系统的系统压力和流量选定各系统的泵及其他液压元件。
实践CA-20地下自卸汽车液压系统是安全、可靠和高效的。
关键词：地下自卸汽车；工作液压系统；转向液压系统；泵；油缸；Abstract:In this paper the design of the hydraulic systems of working and steering for CA-20 Rear Dump Truck is introduced. The design include four steps. First of all according to the feature of each hydraulic system, we can draw the principle diagrams of the hydraulic systems of working and steering. Then we can calculate the travels of the dumping cylinders and steering cylinders by the angles of dumping and steering. And then we can decide the pressure of each hydraulic system through the maximal force on each system. At last may chose the pumps and other hydraulic parts according to the pressure and the flow of each hydraulic system, The fact has proved that the hydraulic system of the truck is safe, reliable and efficient.Key words: Rear dump truck Hydraulic system of working hydraulic system of steering Pump Cylinder目录一、绪论（一）立项背景 1 （二）国内外研究现状与发展趋势 3 （三）项目实施的主要内容、技术关键与创新点、预期目标 5 （四）应用或产业化前景与市场需求6（五）现有工作基础、条件和优势 7 二、液压系统参数计算（一）概述8（二）工作液压系统参数计算8（三）转向液压系统参数计算12 （四）变矩器与发动机优化匹配MATLAB程序的编制18 （五）液压缸装配、维护、修理工艺3037三、参考文献50谢辞51附页52一、绪论（一）立项背景：地下自卸汽车是实现无轨开采技术的主要运输设备，它具有机动灵活和经济的优越性，广泛用语条件适宜的地下矿山。
矿用自卸车转向设计计算说明书
矿用自卸车转向设计计算说明书设计：陈琼校核：审核：批准：目录一、转向系统相关参数 (2)二、最小转弯半径计算 (3)三、理论转角和实际转角关系 (4)四、转向阻力矩计算 (5)五、转向机的选择计算 (5)六、转向动力缸的选择计算 (8)七、转向油泵的匹配计算 (9)1、转向机理论流量计算2、动力缸理论流量计算3、油泵排量计算4、油泵的选择八、转向升缩轴升缩量计算 (13)九、动力缸行程计算 (14)十、转向系的运动校核 (17)设计原则本车转向系统的设计应使得整车具有良好的操纵稳定性，转向轻便性，并使得上述性能达到国外同类车型的先进水平，保证车辆行驶安全性。
一、转向系统相关参数表一整车参数前轮胎采用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 27.3 阿克曼理论内轮转角(°) 0 5.1 10.6 16.4 22.8 30.7 34.1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。
工程车辆转向器自卸荷产品使用说明书
自动调整卸压阀使用说明书1、自动调整卸压阀的作用没有安装限位卸荷阀的动力转向系统，在转向过程中，目前轮转到最大角度时,前轴上的限位凸块与转向节上的限位螺钉相碰，前轮被刚性固定，转向阻力无穷大，液压系统压力升到最高，液压泵大批发热，将会带来以下问题：系统长时间工作在左右死点地点，油泵处于最大负荷状态，耗费发动机功率，造成燃料的不用要浪费。
油泵常常处于最大负荷状态，液压系统长久处于高压状态，长时间工作将损害油泵，必定致使转向液压油温度高升，严重时可能烧毁油泵致使液压系统无效，并将加快转向系统密封元件的老化。
转向杆系长时间蒙受较大负荷，降低了转向系统的工作寿命。
限位卸荷阀作用在于目前轮位于最大转向角时，经过限位卸荷阀的卸压作用，将系统压力降低到一个适合的压力值，能够抵达节俭燃料、降低液压系统发热、减少转向杆系负荷、延伸转向系统工作寿命的目的，对转向系统起到了保护作用。
2、自动卸压阀的构造及原理转向机构造见图2-1图2-1自动卸压阀机构图见图2-2图2-2自动卸压阀工作原理右转向卸压阀当向右转向时，转向器上腔高压，转向螺母向下挪动，转向靠近极限位置时顶杆顶开下端钢球，高压油将上端钢球压开，上腔的高压油流向下腔。
上下腔间的压力差变小，卸压达成。
因为节流孔的作用，因此液压油在流动过程中形成压力降，使上下腔之间还保持必定节余压力。
左转向卸压原理当向左转向时，转向器下腔高压，转向螺母向上挪动，转向靠近极限地点时顶杆顶开上端钢球，高压油将下端钢球压开，下腔的高压油流向上腔。
上下腔间的压力差变小，卸压达成。
因为节流孔的作用，液压油在流动过程中形成压力降，使上下腔之间还保持必定节余压力。
3、首次使用说明转向器总成装车前，其自动卸压阀为初始状态，在装车时左右车轮打到限位螺钉时卸荷阀即自动调整到位，方向机将在此地点卸荷，其实不需要人为调整方向机卸荷装置。
在此以后，有可能对转向车轮转角进行调整，假定调大转角，方向机将在调整转角后的地点开始卸压，假定调小转角，方向机在调整转角后的地点将不可以卸压，卸荷装置将需要从头调整。
TR100矿用自卸车转向部分培训教材
矿车转向系统培训教材山达克项目运修厂第一节转向系统的组成及工作原理转向系统是提供同步转向的储能型装置,它与发动机的转速无关即使发动机关闭后仍能提供一定限值的转向储能压力。
转向和制动控制油箱、转向泵、转向储能器、多路安全阀、转向阀、双向卸载阀、转向缸、转向滤清器。
一转向和制动控制油箱转向和制动控制油箱简介转向和制动控制油箱(1)是一种常用的贮油装置,它装于主液压油箱旁的左车架纵梁外侧。
油箱总成(1)包括油滤器总成(10) 吸油滤网(11) 窗螺母(12) 油位开关(6) 维修盖(3 4)使更换油滤器总成(10)和吸油滤网(11)非常容易。
工作原理括号中号码见图1，除非另有说明括号中字母指图3 ，转向和制动控制油箱的液压原理图见图2。
转向和制动控制油液是由装置在传动箱动力输出端的转向泵经吸油滤网(11)从口“A”泵出。
油被泵入转向系统的安全多路阀及制动控制系统的制动多路阀。
内部泵漏油从转向泵的泄油口经“B”口回到油箱(1)。
“C”口堵塞为油箱放油点。
安全多路阀和制动排放阀的回油经“D”口回油箱(1) 。
返回的油液经油滤器总成腔室、中心管和滤芯流回油箱。
一旦油滤器总成(10)堵塞，油阻力增大，油压开关（10 图2)关闭，向位于仪表板右侧的转向油滤器阻力警报灯发出信号，证明该换油滤器。
注：如油温达到50℃(112 F)时，油温开关(11图2)打开，油温开关(11 图2)与油压开关(10 图2)相串联，转向油滤器阻力报警灯直到油达到正常操作温度时才会闪亮。
口”E”堵塞油位开关(16)位于口“F”处，向右仪表板发出信号，报警灯闪亮，指示此时油位降至安全工作液位以下。
来自制动脚踏阀、制动多路阀、驻车制动阀的回油经“C”口回油箱(1)。
口”H”处的呼吸油路与装在油箱和盘制动冷却油箱顶部的普通呼吸器相连接”可使进入油箱(1)的空气释放到大气中去，防止油箱(1)总成内压力积存。
来自减压阀、换向阀、缓行控制阀和缓行电磁阀的油经“J”口进入油箱。
重型车辆转向设计计算
第3章设计计算3.1 汽车转向系主要参数的选择3.1.1 汽车主要尺寸的确定汽车的主要尺寸参数包括轴距、轮距、总长、总宽、总高、前悬、后悬、接近角、离去角、最小离地间隙等，如图3-1所示。
图3-1汽车的主要参数尺寸(1)轴距轴距L的选择要考虑它对整车其他尺寸参数、质量参数和使用性能的影响。
轴距短一些，汽车总长、质量、最小转弯半径和纵向通过半径就小一些。
但轴距过短也会带来一系列问题，例如车厢长度不足或后悬过长；汽车行驶时其纵向角振动过大；汽车加速、制动或上坡时轴荷转移过大而导致其制动性和操纵稳定性变坏；万向节传动的夹角过大等。
因此，在选择轴距时应综合考虑对有关方面的影响。
当然，在满足所设计汽车的车厢尺寸、轴荷分配、主要性能和整体布置等要求的前提下，将轴距设计得短一些为好。
轻型货车、鞍式牵引车和矿用自卸车等车型要求有小的转弯半径，故其轴距比一般货的短，而经常运送大型构件、长尺寸或轻抛货物的货车和集装箱运输车，则轴距可取得长一些。
汽车总质量愈大，轴距一般也愈长。
轴距L对整备质量、汽车总长、最小转弯直径、传动轴长度、纵向通过半径有影响。
当轴距短时，上述各指标减小。
(2)前轮距B1和后轮距B2改变汽车轮距B会影响车厢或驾驶室内宽、汽车总宽、总质量、侧倾刚度、最小转弯直径等因素发生变化、增大轮距则车厢内宽随之增加，并导致汽车的比功率、币转矩指标下降，机动性变坏。
范围受汽车总宽不得超过2.5m限制，轮距不宜过大。
但在选定的前轮距B1内，应能布置下发动机、车架、前悬架和前轮，并保证前轮有足够的转向空间，同时转向杆系与车架、车轮之间有足够的运动间隙。
在确定后轮距B时，应考2虑两纵梁之间的宽度、悬架宽度和轮胎宽度以及它们之间应留有必要的间隙。
(3)外廓尺寸汽车的外廓尺寸包括其总长、总宽、总高。
它应根据汽车的类型、用途、承载量、道路条件、结构选型与布置以及有关标准、法规限制等因素来确定。
GB1589-79 对汽车外廓尺寸界限做了规定，总高不大于4m，总宽（不包括后视镜）不大于2.5m；外开窗，后视镜等突出部分宽250mm。
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矿用自卸车转向设计计算说明书设计：陈琼校核：审核：批准：目录一、转向系统相关参数 (2)二、最小转弯半径计算 (3)三、理论转角和实际转角关系 (4)四、转向阻力矩计算 (5)五、转向机的选择计算 (5)六、转向动力缸的选择计算 (8)七、转向油泵的匹配计算 (9)1、转向机理论流量计算2、动力缸理论流量计算3、油泵排量计算4、油泵的选择八、转向升缩轴升缩量计算 (13)九、动力缸行程计算 (14)十、转向系的运动校核 (17)设计原则本车转向系统的设计应使得整车具有良好的操纵稳定性，转向轻便性，并使得上述性能达到国外同类车型的先进水平，保证车辆行驶安全性。
一、转向系统相关参数表一整车参数前轮胎采用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 27.3 阿克曼理论内轮转角(°) 0 5.1 10.6 16.4 22.8 30.7 34.1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.m2.作用在转向盘上的手力用下式计算：Fh= Mr·Δβk/（Δф·R·η）其中：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+M maxM——转向系输出力矩N.mM1= F×R wwF——静态转向方向盘手力（N）; Fw≤50 N ，取Fw=50N；M1=50×240=12.4N.mMmax=M2×L2×η/L1M2——最大输出扭矩（效率90％）=8743N.mL1——转向摇臂长度=235（见图2）L2——转向节臂长度=280η——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：表四动力缸参数最小输出力矩：M3=P×S×L×ηP——液压压强=17MPaS——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=220η——动力缸输出效率，η=90％M=17×106×3042.66×0.9×0.22×10-6=10241 N.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’×S h其中：S h——油缸实际工作面积，mm2；活塞缸径=120mm对所选转向机，S h =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/min2.动力缸理论流量计算对所选动力缸，S=π×352=3 847；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240 mm）Q1=60×1×3847×10-6×45.7=10.5 L/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其中：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0.9Q3——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+Q0Qi=n×q×i0=600×21×10-3×1.47=18.5L/minQ0=60×ni ×I’×S h/η=60×ni ×13×1.0×104×10-6/0.9Q1=60×n ×I’×S h/η=60×ni×3847×10-6×45.7/0.9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/minni=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50 mmL=770-593+60+50=287 mm即：伸缩轴的伸缩量须大于287 mm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=731mmAB’为车轮右转动力缸最短距离=597mmAB’’为车轮左转动力缸最长距离=833mmS1=L1-L2S2=L3-L4S1——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’’=833 mm 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=23.5 mmS2=597-586.5=11.5 mm2.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为车轮直线行驶动力缸安装距=731mmAB’为车轮右转动力缸最短距离=596mmAB’’为车轮左转动力缸最长距离=831mmS3=L1-L2S4=L3-L4此处：L1——动力缸最大行程长度（见表四）L2——动力缸在满载情况下实际最大行程长度= AB’’=831 mm L3——动力缸在满载情况下实际最小行程长度= AB’=596mm L4——动力缸压缩到最短长度（见表四）S3=856.5-831=24.5 mmS4=596-586.5=9.5 mmS3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。