转向系统设计规范

转向系统设计规范

1规范

本规范介绍了转向系统的设计计算、匹配、以及动力转向管路的布置。

本规范适用于天龙系列车型转向系统的设计

2.引用标准：

本规范主要是在满足下列标准的规定（或强制）范围之内对转向系统设计和整车布置。

GB 17675-1999 汽车转向系基本要求

GB11557-1998防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定

GB 7258-1997机动车运行安全技术条件

GB 9744-1997载重汽车轮胎

GB/T 6327-1996载重汽车轮胎强度试验方法

《汽车标准汇编》第五卷转向车轮

3.概述：

在设计转向系统时，应首先考虑满足零部件的系列化、通用化和零件设计

的标准化。先从《产品开发项目设计定义书》上猎取新车型在设计转向系统所必须的信息。然后布置转向传动装置，动力转向器、垂臂、拉杆系统。再进行拉杆系统的上/下跳动校核、与轮胎的位置干涉校核，以及与悬架系统的位置干涉、运动干涉校核。最小转弯半径的估算，方向盘圈数的计算。最后进行动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐的计算与匹配，以满足整车与法规的要求；确定了动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐匹配之后，再完成转向管路的连接走向。

4车辆类型：以EQ3386 8×4为例，6×4或4×2类似

5 杆系的布置：

根据《产品开发项目设计定义书》上所要求的、车辆类型、车驾宽、高、轴距、空/满载整车重心高坐标、轮距、前/后桥满载轴荷、最小转弯直径、最高车速、发动机怠速、最高转速，空压机接口尺寸，轮胎规格等，确定前桥的吨位级别、轮胎气压、花纹等。考虑梯形机构与第一轴、第二轴、第三轴、第四轴之间的轴距匹配及各轴轮胎磨损必需均匀的原则，确定第一前桥、第二前桥内外轮转角、第一垂臂初始角、摆角与长度、中间垂臂的长度、初始角、摆角，确定上节臂的坐标、长度等

确定的参数如下

第一、二轴选择7吨级规格

轮胎型号：12.00-20、轮胎气压 0.74Mpa、花纹

第一轴外轮转角 35°；内轮转角 44°

第二轴外轮转角 29°；内轮转角 34°

第一轴上节臂参数

上节臂球销坐标

上节臂有效长度

垂臂参数

垂臂长度315mm，中间球销长度187mm（接中间拉杆），初始角向后2°

第二轴上节臂参数

上节臂球销坐标

上节臂有效长度

中间垂臂参数

中间垂臂长度330 mm（接第二直拉杆），中间球销长度230mm（接中间拉杆），

中间球销长度269.5mm（接助力油缸活塞），初始角向后6°

上述主要参数确定后，便可布置转向机支架、第一直拉杆、第二直拉杆、中间拉杆。设计转向机支架时，第一要考虑支架的强度，第二要支架的刚度，第三要考虑支架的铸造工艺性。转向机支架可以用有限元进行优化设计，在因为支架的强度与刚度影响到整个转向系统的性能。支架的强度与刚度不足，会引起前轮摆振、前轮转向反映迟钝、方向盘自由间隙大。另外，还要考虑转向机的安装工艺性与维修方便性，使转向机的安装螺栓有拧紧空间及便于拆卸。

设计第一/第二直拉杆时，要考虑下列问题：保证车轮右转极限位置时，直拉杆与轮胎有10mm的间隙，直拉杆与减振器有10mm的间隙，直拉杆前后球销摆角不超过12°，直拉杆与制动气室有10mm的间隙等；保证车轮左转极限位置时，直拉杆不

与转向机及转向机支架等另部件干涉，直拉杆前后球销摆角也不超过12°。还保证车轮上下跳动100mm时，直拉杆前后球销摆角不超过15°。当然，还要考虑直拉杆的制造工艺性，使设计的直拉杆容易制造。最后还要对直拉杆进行强度、稳定性校核。

设计中间拉杆时，要考虑下列问题：保证车轮左/右转至极限位置时，中间拉杆不与周围的另部件干涉，中间拉杆前后球销摆角不超过12°。该车型为双前桥，杆系另部件多，而且运动关系较复杂，如果制造水平低，杆系长度公差较大的话，则会引起第一与第二桥不对中，因此，应把中间拉杆设计成长度可调式，以弥补制造缺陷带来的不足。当然，也考虑中间拉杆的制造工艺性，使设计的中间拉杆容易制造。最后同样要对中间拉杆进行强度、稳定性校核。

6前轮上跳干涉量计算

布置拉杆系统时，要保证前悬架和转向拉杆的运动协调。在采用钢板弹簧的情况下，当前轮相对于车身上下跳动时，转向上节臂与直拉杆相连的球销中心，一方面随着前桥沿着弹簧主片所决定的轨迹运动，同时又要随着垂臂球销中心运动。如果这两种运动的轨迹偏差较大，一方面在不平路面时会引起前轮摆振，一方面，在紧急制动时由于弹簧的纵向扭曲，会引起前轮跑偏。按TRW规定:当车轮上跳100时，干涉量不大于7mm，车轮下跳100mm时，干涉量不大于15mm。

如果不考虑两前桥之间的相互影响，双前桥的干涉量计算与单前桥的计算方法相同，单独计算每个前桥的干涉量便可。计算结果如下

弹簧当量杆半径 R=612mm

弹簧当量杆角度θ=7.86°

第一轴：当前轮上跳（DZ）100mm或下跳（DZ）100mm，相应的干涉量（DX）如下：

DZ DX

100 -5.54

90 -4.66

80 -3.86

-80 -0.9

-90 -1.36

-100 -1.92

第二轴：当前轮上跳（DZ）100mm或下跳（DZ）100mm，相应的干涉量（DX）如下：

DZ DX

100 2.12

90 2.23

80 2.27

-80 -7.04

-90 -8.29

-100 -9.63

可以看出，杆系的布置满足TRW 要求。

7转弯半径估算

转弯半径与第一轴的梯形机构及梯形机构与杆系的匹配有关。要尽量使所有轮胎产生纯滚动和最小的磨损。因为轮胎有侧偏现象，目前，轮胎侧偏刚度等有关参数欠缺，转弯半径只能作近似估算，然后用实验验证。

第一轴梯形机构的计算

梯形臂球头坐标（-170，882.1，-110.0）

梯形臂有效长度 m=175mm

梯形底角 76.27°

梯形臂两球头中心距 1764.2mm

通过计算机优化设计，当内轮转44°时外轮相应转35°

最小转弯半径Rmin 可按下式计算：

式中： L1，L2，L3 轴距

a 车轮接地偏置距

m ax 0θ 外轮最大转角

a 1δ 第一轴侧偏角，取4

代入数据：

a L L L L R a +--++=)

sin(35.01max 03321min δθ

最小转弯直径为21.66m ，满足整车要求，实际转弯半径通过试验测定。

8方向盘圈数计算:

方向盘圈数与第一前桥最大转角及转向系的角传动比有关，它影响驾驶员的超纵轻便性和转向灵敏性。方向盘圈数小时，机动性好些，如果太小，会不符合驾驶员的驾驶习惯；方向盘圈数大时，转向不太灵敏。对装动力转向的重型货车，方向盘圈数可稍小些，一般在4.0--5.5圈之间。

通过计算机优化设计，结果为：

当第一轴左轮向右转35°时，垂臂摆角向后39.4°，右轮相应的转角为44°；中间垂臂摆角向后31°，第二轴左轮向右相应的转27.7°，右轮相应的转角为32.4°；

当左轮向左转44°时，垂臂摆角向前38.4°，右轮相应的转角为35°；中间垂臂摆角向前摆32°，第二轴左轮向左转33°，右轮的转角为28.3°。当动力转向器角传动比为24时，方向盘转动总圈数计算如下

方向盘转动总圈数： (圈)

m mm R 828.10108282.37)

435sin(5.6127m in ==+-=?2.536024)4.384.39(=???+?

9 动力转向系统的计算

9.1第一轴动力转向能力计算

动力转向器的缸径、最高油压、最大输出力矩与轮胎的原地转向阻力矩，拉杆系统的角传动比有关。动力转向器的最大输出力矩过大时，易使杆系和车身变形；动力转向器的最大输出力矩过小，车辆超载时，动力转向失灵。原则是保证动力转向器的最大输出力矩稍大于作用于直拉杆作用于摇臂轴上的阻力矩。

原地转向力估算。原地转向时，轮胎阻力矩Ms一般按 V.E.GOUGH推荐的经验公式计算，即

式中：

μ轮胎与地面间的摩擦系数,取μ=0.7

G 单边车轮负荷 N G=7000x9.8/2=34300N

P 轮胎充气压力,取7.4X105

代入数据得:

拉杆机构传动比计算。通过计算机优化设计：左轮右转35°时，拉杆机构

（从垂臂到上节臂）传动比i

D 为1.411，梯形机构（从上节臂到右梯形臂）传动P

G

M

S

3

3

?

=

μ

m

N

M

S

.

1.

1723

10

4.7

34300

3

7.0

5

3

=

?

?

=

比i T 为0.559；左轮向左转44°时，拉杆机构传动比i D =0.668，梯形机构传动

比i T =1.855

摇臂轴上阻力矩M P 的计算。当轮胎阻力矩为M S 时，相应的作用在摇臂轴上

的阻力矩M P :

如果考虑系统摩擦则

式中：

ηT 梯形机构效率,取0.8

ηD 拉杆机构效率,取 0.8

代入数据得

左轮向左转时: N.m

左轮向右转时: Nm

动力转向器的计算

如果动力转向器的缸径选择120mm ，螺杆直径为13.677mm ，在压力为13.0 Mpa 时，摇臂轴上确保输出扭矩M=6149N.m

S

D T P M I I 11M ?+=

S D D T T P M I I 1

1M ?η?η?+=1.53971.17238.0668.08.0855.11

1=???+

=P M 9.49391.17238.0411.18.0559.011=???+=P M

显然，动力转向器输出扭矩稍大于摇臂轴上的阻力矩，动力转向器能满足超载使用要求。

9.2第二轴动力转向能力计算

双前桥中的第二桥的动力转向助力一般由随动助力缸或者随动助力转向器提供。随动助力缸实际上就是一个动力缸，主要尺寸是动力缸内径和活塞行程。随动助力缸油压由动力转向器提供，活塞移动行程与方向由中间拉杆控制。随动助力缸提供的是油缸伸张输出力与油缸压缩输出力。根据第二桥的负荷与转角选择动力缸内径与活塞伸张/压缩行程。随动助力转向器与随动助力缸稍有不同，随动助力转向器提供的是摇臂轴的输出力矩，随动助力转向器是集转向器与动力缸于一体。相同的是随动助力转向器的油压也由动力转向器提供，摇臂轴的摆角与方向也由中间拉杆控制。采用随动助力缸的优点是因为随动助力缸结构简单，外形尺寸较小，因而拉杆系统布置较灵活，比较适合改装车改装用。缺点是杆系结构稍微复杂一些。采用随动助力转向器的优点是杆系结构简单一些。缺点是因为随动助力转向器的外形尺寸较大，占用的空间较大，随动助力转向器一般布置在车架上平面，不太适合改装车改装用。

第二轴动力转向能力计算，与第一轴动力转向能力计算类似。同样，随动助力缸的缸径、最高油压、最大输出力的选择，也要考虑轮胎的原地转向阻力矩，拉杆系统的角传动比。随动助力缸的油压由动力转向器提供，最高油压与动力转向器相同。随动助力缸输出的力过大时，也会使使杆系和车身变形；随动助力缸输出的力过小，车辆超载时，动力转向也失灵。原则是保证随动助力

缸输出的力稍大于第二直拉杆作用于中间垂臂力。

原地转向力估算与第一轴相同，因为第二桥的轴荷与第一桥相同，因而轮胎阻力矩Ms 也为1723.1Nm.

第二轴拉杆机构传动比计算。通过计算机优化设计：第二轴左轮右转28.5°时，拉杆机构（从垂臂到上节臂）传动比i D 为1.231，梯形机构（从上节臂到右

梯形臂）传动比i T 为0.694。

左轮向左转34.4°时，拉杆机构传动比i D =0.835，梯形机构传动比i T =1.495

轮胎阻力矩作用到中间垂臂轴上的力矩M P 2 的计算。当轮胎阻力矩为M S 时，中间摇臂轴上的阻力矩M P 2:

如果考虑系统摩擦则 式中： ηT 梯形机构效率,取0.8

ηD 拉杆机构效率,取 0.8

代入数据得

S

D T P M I I M ?+

=

112s D

D T T P M I I M ???+

=

ηη112

左轮向左转时: N.m

左轮向右转时: N.m

转向助力油缸作用于中间垂臂的力矩计算：

转向助力油缸工作缸径φ50；连杆直径φ25，接油缸的中间垂臂有效长度H1=0.2569m 。

在效率η=90%，油压为P=13MPa 时，油缸伸张输出力

油缸伸张输出力矩： Ms=Fs*H1=22972.5x0.2569=5901.6 Nm

在效率η=90%，油压为P=13MPa 时，油缸压缩输出力

油缸压缩输出力矩：

My=Fy*H1=17230x0.2569=4426.3 Nm

动力转向器提供给中间垂臂富余力矩的计算。因为中间拉杆连接第一垂臂与中间垂臂，如果动力转向器的输出力矩大于第一前桥的阻力矩时，动力转向器还有富余的力矩提供给中间垂臂。

左转向时，动力转向器作用于中间垂臂轴的力矩：

M ’=(6149-5527.9)x230/187=764 Nm

N

D P

F S 5.229724/9.0105101310442642=?????=?=--πηπN

d D P F y 172304/9.010)5.25(1013104)

(4226422=??-???=?-=--πηπ3.47361.17238.0835.08.0495.11

1'2=???+

=P M 2.49011.17238.0231.18.0694.011"2=???+=P M

右转向时，动力转向器作用于中间垂臂轴的力矩：

M”=(6149-4951.7)x230/187=1472.6 Nm

动力转向器与助力油缸作用于中间垂臂轴的力矩之和的计算。实际上，中间垂臂的力矩大部分由助力油缸提供，小部分由动力转向器提供。

左转向时为：

∑M’=M’+Ms=6665.6 Nm

右转向时为：

∑M”=M”+My=5898.9 Nm

显然∑M’﹥Mp2’∑M”﹥Mp2”随动助力缸满足使用要求。

9.3动力转向油泵的选取

重型汽车采用的动力转向油泵一般为叶片式，也有少量车型采用齿轮泵，如EQ4196 进口发动机匹配的动力转向油泵便是齿轮泵。叶片泵的优点是工作压力高，流量稳定，噪声小。齿轮泵的优点是结构简单，价格便宜，可靠性高。

但流量波动大，噪声大。

动力转向油泵的参数主要是最高压力与怠速流量、控制流量。动力转向器最高压力是由动力转向油泵提供的，所以最高压力应与动力转向器的相同。动力转向油泵怠速流量的选取是根据方向盘以最大瞬时转速转动时，动力转向器所需要的理论流量，然后再计算出所需要的怠速流量与控制流量。对于汽车方向盘最大瞬时转速，可以按TRW推荐的 1.5圈/s 计算。怠速流量计算公式为Qmin=60ntS+△Q，控制流量计算公式为Qmax=（1.5～2）60ntS+△Q，其中△Q

为转向器的内泄漏量，n为汽车方向盘最大瞬时转速，t为螺距，S油缸实际工作面积。当然转向油泵最主要的性能参数除了最高压力与流量外，油泵的工作特性也是非常重要的。原则是：低速时，希望油泵的流量大一些，保证原地转向的轻便性；在正常车速行使时，希望油泵的流量稳定，不随发动机转速的增加而增大，保证路感与行驶安全性，防止方向盘发飘。

动力转向油泵的动力来源由发动机或空压机提供。安装方式有齿轮、花键、联轴节驱动等多种方式。

9.4动力转向油罐的选取

动力转向油罐的主要功能是：储存油液，向油泵供油；散热、降低油液的工作温度；过滤油液杂质，保证工作油液的清洁度。动力转向油罐的主要设计参数有转向油罐容积，滤芯的通过流量，滤芯过滤精度，安全阀装置开启压力。

转向油罐容积，一方面要满足油缸的工作容积、管路充填容积、油罐本身的空间容积要求，一方面要考虑油液的散热性能，一般希望系统油液温控制在80℃以下。滤芯的通过流量要满足油泵的控制流量使用要求。过滤精度是转向油罐一个很重要的性能指标。过滤精度一般选择20um～80 um之间。过滤精度高时，过滤器压力损失大些，成本相对高些；过滤精度低时，过滤器压力损失小些，成本相对低些。安全阀装置主要起应急作用：一旦滤纸堵塞，油液压力增加到一定值时，安全阀打开，油液不再通过滤纸过滤而直接通过安全阀向油泵供油，以保证油泵寿命和行驶安全。安全阀开启压力一般设定为200～250Kpa左右。

动力转向油罐一般用支架安装在车架或龙门架等固定部位上，其出油口位置要高于油泵进油口位置300～500mm之间

9.5 转向管路的连接。

转向管路的连接走向应简单、美观、顺畅，避免窝则。转向管路用油管与接头来输送油液与散热。油管有钢管、低压橡胶软管/尼龙管、高压橡胶软管/尼龙管。如何采用要视各总成之间的位置、距离与各总成工作特点而定。钢管的特点是在高压下不会膨胀变形，价格低于软管，多用在无相对位移部位，既可以用在高压回路上，又可用在低压回路上。低压橡胶软管/尼龙管一般用在低压回路上，吸油回路一般用低压橡胶软管。高压橡胶软管/尼龙管用一般用在高压回路上，多安装在活动部位，如车架与动力转向油泵之间的连接。油管的内径与壁厚选用与工作压力和流量有关。高压回路与低压回路的内径可以选择得小些，一般在10～16mm之间，吸油回路内径尽量选得大些，一般在22～28mm之间。对于管接头得设计，主要考虑密封可靠、工作压力高，安装拆卸方便，目前有卡套与锥面式两种。

汽车转向器选型设计

汽车转向器选型设计 发表时间：2018-10-09T21:18:00.417Z 来源：《防护工程》2018年第16期作者：陈海滨王少华 [导读] 介绍了某车型的转向器选型设计，从整车转向设计要求出发，分别从输出扭矩和输出行程两方面进行校核计算，确定合适的转向器性能参数 长城汽车股份有限公司技术中心河北保定 071000 摘要：介绍了某车型的转向器选型设计，从整车转向设计要求出发，分别从输出扭矩和输出行程两方面进行校核计算，确定合适的转向器性能参数，进而选用整体循环球式动力转向器，５０００ｋｍ可靠性试验结果表明该转向器满足整车转向要求。 关键词：汽车转向器；选型设计 引言 某车型是在现有４７６０轴距底盘的基础上匹配宽体２０５０排半驾驶室，同时加大货厢提高载重量的大轻卡车。该车型作为一个全新的平台，其载质量提升较大，对转向系统提出了更高的要求。转向器是整个转向系统的关键部件，设计过程中需对转向系统进行校核计算，为转向器的选型设计及后续转向系零部件的开发设计提供可靠的数据支持。 1汽车转向系统 汽车转向系统是汽车主要的安全部分，它的发展趋势主要分为两个不同阶段，就是传统的机械转向系统与现代的助力转向系统。 1.1机械转向系统 传统的机械式转向系统所主要讲的为通过操作者通过作用于转向盘上的作用力就是它的转向动力，然后没有给它别的外部助力，接着利用转向轴和转向器，其次它的传动机构就马上传给转向轮，所以得到了它的变动车轮转角用意，这样去变动车轮滚动的不同位置[1]。不过最老式的汽车转向系统就为没有助力的纯机械式的转向系统。机械转向系统这样的系统不但加强了操作者停车和低速的行驶情况下的转向操纵的压力，尤其它的转向灵敏性与它的轻便性都是不同相对的，根本不能从基础上处理汽车在各个不同的路感和工况下的转向相冲突。 1.2助力转向系统 助力转向就是在纯机械转向系统中加上了助力泵，利用发动机来使助力泵的工作它给单纯的人力的转向供给的助力，有助力的转向它会变得更加的轻松。 1.2.1液压助力转向系统 液压助力转向系统它就是在老式的纯机械式转向装置上添加了控制阀、油泵、动力缸、储油罐和回油管路等液压动力装置来给予的转向助力。液压动力装置根据发动机曲轴上得到的能量，储存在它的液压罐中间，转向期间根据机械机构的控制发出的能量，进而从转向系统给与的助力[2]。 1.2.2电控液压助力转向系统 根据选定了转向器与机械控制参数之后，传统的液压的助力转向系统的助力特性从而就跟着确定了，不会再对各个参数加于控制和调节，所以很困难在协调不一样的工况情况下转向轻便性和路感的之间的联系，所以也就不能更加地满足大家对汽车操控性能日益增加所提出的要求。通过以上的论述的局限性，设计者在传统液压助力转向装置增加了改正，发明了电控液压助力转向系统（ElectricHydraulicPowerSteering，简称EHPS）。在原来的系统中新增了一个电磁阀，经过车速传感器与转向盘转角传感器它们的输入信号，用来电控单元（ElectricControlUnit，简称ECU）来控制电磁阀开启的大小，直接调节动力缸的供油量，因此对比它们的精确地控制助力大小，在现在这种转向系统在汽车生产中得到了广泛应用。电控技术的引用产生了助力转向技术发展的重大改变，可是液压装置却始一直有，所以引发出来漏油、管路不简便、高成本等缺点成了电动助力转向的发展奠定了基础。 1.2.3电动助力转向系统 电动助力转向系统（ElectricPowerSteering，简称EPS）根据电控液压助力转向的基础的起源发展起来的为一种全新机电结合转向技术。系统的助力开始是一个由电控单元ECU控制电流输入的电动机，不是液压动力缸。在ECU的操作下，经过对于助力电机给予的电流大小与方向的变化进行控制与调节，以更加明白的地实现了设计者最开始设定的在不同车速与不同转向盘转角下所要的最好的转向助力。 2转向器选型设计原则 转向器选型设计，即为了达到整车所要求的转向性能，通过计算选择合适的转向器对整车进行匹配。如何为整车匹配好转向器是整个转向系统开发的关键。为节约开发和采购成本，一般选用现有成熟的转向器资源。该车型转向器选型中需考虑以下几点：１）通过计算，确定转向器所要到达的输出扭矩和工作行程。转向器输出的扭矩应足以克服转向时的转向阻力矩，否则会出现转向沉重问题，严重时甚至驾驶员用尽全身之力都不能使转向轮偏转。汽车转向沉重，将增加驾驶员的疲劳强度，降低汽车的机动性能，并且难以保证汽车的行驶安全。整体循环球式动力转向器的工作行程是转向器摇臂轴摆角，为满足整车要求，需通过计算整车转向时所需最大摆动角度来确定。２）确定转向器与转向操纵机构和转向传动机构的连接形式。３）分析转向器的外形尺寸及装配结构是否满足总体布置要求。其中第１点需通过计算整车转向系统对转向器性能的要求才能确定，第２、３点属于配型设计。 3转向器的选型 转向器的输出扭矩可根据转向阻力矩通过转向传动机构传导后，在转向器输出端形成的阻力矩来确定。因此，需先确定转向传动机构，再根据转向阻力矩计算确定转向器的输出扭矩。 3.1转向阻力矩的计算 一般来说，转向阻力矩由被动转向阻力矩和主动转向阻力矩两部分组成。被动转向阻力矩由胎压和路面摩擦、转动系统内部摩擦所致，可根据轮胎与地面间的滑动摩擦系数、轴荷及胎压、车速、前轮转角及其变化速度或趋向用近似公式求出。主动转向阻力矩由作用在转向轮上的外力和外力矩所产生，其大小与很多因素有关，主要影响因素有作用在前轮的侧向力、纵向力、回正力矩、前轮定位角和几何

汽车转向系设计说明书

汽车设计课程设计说明书 题目：重型载货汽车转向器设计 姓名：席昌钱 学号：5 同组者：严炳炎、孔祥生、余鹏、李朋超、郑大伟专业班级：09车辆工程2班 指导教师：王丰元、邹旭东

设计任务书 目录 1.转向系分析 (4) 2.机械式转向器方案分析 (8) 3.转向系主要性能参数 (9) 4.转向器设计计算 (14) 5.动力转向机构设计 (16) 6.转向梯形优化设计 (22) 7.结论 (24) 8.参考文献 (25)

1转向系设计 基本要求 1.汽车转弯行驶时，全部车轮应绕瞬时转向中心旋转。 2.操纵轻便，作用于转向盘上的转向力小于200N。 3.转向系的角传动比在23~32之间，正效率在60%以上，逆效率在50%以上。 4.转向灵敏。 5.转向器和转向传动机构中应有间隙调整机构。 6.转向系应有能使驾驶员免遭或减轻伤害的防伤装置。 基本参数 1.整车尺寸： 11976mm*2395mm*3750mm。 2.轴数/轴距 4/（1950+4550+1350）mm 3.整备质量 12000kg 4.轮胎气压 2.转向系分析 对转向系的要求[3] (1) 保证汽车有较高的机动性，在有限的场地面积内，具有迅速和小半径转弯的能力，同时操作轻便; (2) 汽车转向时，全部车轮应绕一个瞬时转向中心旋转，不应有侧滑; (3) 传给转向盘的反冲要尽可能的小; (4) 转向后，转向盘应自动回正，并应使汽车保持在稳定的直线行驶状态; (5) 发生车祸时，当转向盘和转向轴由于车架和车身变形一起后移时，转向系统最好有保护机构防止伤及乘员. 转向操纵机构 转向操纵机构包括转向盘，转向轴，转向管柱。有时为了布置方便，减小由于装置位置误差及部件相对运动所引起的附加载荷，提高汽车正面碰撞的安全性以及便于拆装，在转向轴与转向器的输入端之间安装转向万向节，如图2-1。采用柔性万向节可减少传至转向轴上的振动，但柔性万向节如果过软，则会影响转向系的刚度。采用动力转向时，还应有转向动力系统。但对于中级以下的轿车和前轴负荷不超过3t的载货汽车，则多数仅在用机械转向系统而无动力转向装置。

汽车电路系统设计要求规范

汽车电路系统设计规范 一、制图标准的制定： 1．1电器符号的定义： 电气图形符号、诊断系统图形符号世界各大公司所用不尽相同，我们根据ISO7639、DIN40900以及美、日主要汽车公司常用符号制定奇瑞公司的电气图形符号库，若有新的器

件没有相应的符号可以根据需要经电器部相关设计人员讨论通过后添加到该库里，以不断丰富更新符号库。

电路图的读图方式一般有正向读图和反向读图两种方法。正向读图一般是设计开发时计算电流分配，负荷计算时使用的一种思路、设计方法；反向读图一般是电路故障检修或优化局部电路时常用的方法，和正向读图方法基本相反。 正向读图法：由电源——电流分配盒——保险丝——控制开关——控制模块输入——控制模块输出——线路分流——用电设备（执行机构）——地。 二、整车电器开发设计输入 根据公司开发车型的市场定位、级别以及市场相关车型比较,电器项目负责人编制出VTS（Vehicle Technical Specify）报公司审批，批准后的VTS表作为整车电器开发的设计输入，各专业组根据VTS要求编写详细的产品功能定义，技术要求。 三、单元电路设计格式规范 3．1功能定义：①根据VTS的要求讨论并制定主要单元电路、电器件零部件组成， 比如空调需要确定蒸发器结构类型、风门控制机构数量、传感器数 量、电子调速器、压缩机类型、冷凝器类型等，并应开始编制初级 BOM表； ②电器件的额定电压、工作电压范围、额定功率的确定； ③额定工作电流、最大工作电流（电机阻转状态）、静态耗电电流的 确定（≤3mA）。 3．2电路原理图：根据各单元的功能确定需要整车输入的哪些信号，输出哪些信号， 信号的类型（触发信号，脉冲频率信号，高电平或者低电平信号）， 信号参数。控制方面应该考虑继电器控制还是集成电路控制，对于 CAN-BUS需确定该单元的控制信息，系统状态实时检测信息，以 及故障检测信息需不需要在CAN上公布等。单元电路的设计输出

扩声系统工程施工方案

目录 第1章编制说明及编制依据 (2) 第2章施工部署和准备工作 (3) 第3章施工进度及保证措施 (6) 第4章主要施工方案和技术措施 (8) 1主要施工流程： (8) 2管道施工 (8) 3敷设线缆施工方案 (10) 4音频设备施工方案 (13) 第5章安全文明施工 (18) 5.1工程施工安全管理概述 (18) 5.2工程施工安全保证体系 (18) 5.3安全管理组织措施 (19) 5.4安全施工的管理 (19) 5.5文明施工的管理 (22) 第6章工程的培训及售后服务 (25) 6.1用户培训 (25) 6.2工程售后服务方案 (26) 6.3紧急异常情况的及时处理 (26)

第1章编制说明及编制依据 本《施工组织设计》作为指导视频会议室的施工依据，编制时对工期目标、质量目标、基础上管理机构设置与劳力组织、施工进度计划控制、机械设备及主要技术方案及措施、安全保证措施、文明施工及降低成本、推广新技术维护管理等诸多因素，尽可能作了充分考虑，突出其科学性和可行性，确保工程的顺利进行。 编制依据： ●《智能建筑设计标准》（GB/T50314-2006） ●《民用建筑电气设计规范》（JGJ/T 16-2008） ●《建筑与建筑群综合布线系统工程设计规范》(GB/T50311-2000) ●《建筑与建筑群综合布线系统工程验收规范》（GB/T50312-2000） ●《民用闭路电视监控系统工程规范》（GB50198-1994） ●《视频安防监控系统工程设计规范》（GB 50395-2007） ●《有线电视系统工程技术规范》（GB50200-94） ●《工业与民用供电系统设计规范》（GBJ52-82） ●《低压配电装置及线路设计规范》（GBJ54-83） ●《电气装置安装工程施工及验收规范》（GBJ32-82） ●《低压成套开关设备和控制设备》IEC439 ●《低压成套开关设备》GB7251.1-97 ●《会议系统电视及音频的性能要求》（GB/T15381-94） ●《视听系统设备互连用连接器的应用》（GB/T15644-95） ●《安全防范工程程序与要求》（GA/T75-94） ●《建筑与建筑群综合布线系统工程设计规范》修订 ●《建筑防雷设计规范（2000年版）》GB50057-94 ●《工业企业照明设计标准》GB50034-1992 ●《通信接地设计规范》GBJ79-85 ●《民用建筑电气设计规范》（JGJ/T16-92） ●ISO/IEC DIS 11801建筑及建筑群结构化综合布线系统国际标准 ●国家及地方有关的其他设计规程和规范

汽车转向机构设计

目录 中文摘要、关键词 (1) 英文摘要、关键词 (2) 引言 (3) 第1章轿车转向系统总述 (4) 1.1轿车转向系统概述 (4) 1.1.1转向系统的结构简介 (4) 1.1.2轿车转向系统的发展概况 (4) 1.2轿车转向系统的要求 (5) 第2章转向系的主要性能参数 (7) 2.1转向系的效率 (7) 2.1.1转向器的正效率 (7) 2.1.2转向器的逆效率 (8) 2.2 传动比变化特性 (9) 2.2.1 转向系传动比 (9) 2.2.2 力传动比与转向系角传动比的关系 (9) 2.2.3 转向器角传动比的选择 (10) 2.3 转向器传动副的传动间隙 (10) 2.4 转向盘的总转动圈数 (11) 第3章轿车转向器设计 (12) 3.1 转向器的方案分析 (12) 3.1.1 机械转向器 (12) 3.1.2 转向控制阀 (12)

3.1.3 转向系压力流量类型选择 (13) 3.1.4 液压泵的选择 (14) 3.2 齿轮齿条式液压动力转向机构设计 (14) 3.2.1 齿轮齿条式转向器结构分析 (14) 3.2.3 参考数据的确定 (20) 3.2.4 转向轮侧偏角计算 (21) 3.2.5 转向器参数选取 (21) 3.2.6 选择齿轮齿条材料 (22) 3.2.7 强度校核 (22) 3.2.8 齿轮齿条的基本参数如下表所示 (23) 3.3 齿轮轴的结构设计 (23) 3.4 轴承的选择 (23) 3.5 转向器的润滑方式和密封类型的选择 (24) 3.6 动力转向机构布置方案分析 (24) 第4章转向传动机构设计 (26) 4.1 转向传动机构原理 (26) 4.2 转向传送机构的臂、杆与球销 (27) 4.3 转向横拉杆及其端部 (28) 第5章转向梯形机构优化 (30) 5.1 转向梯形机构概述 (30) 5.2整体式转向梯形结构方案分析 (30) 5.3 整体式转向梯形机构优化分析 (31) 5.4整体式转向梯形机构优化设计 (34) 5.4.1 优化方法介绍 (34) 5.4.2 优化设计计算 (35)

大客车底盘系统设计概念及方案技术要求 上

城市客车底盘 系统设计概念及方案技术要求 （上半部分）

目录一．概述 二．系统设计概念及技术要求 1.车架 2.前后桥 3.前后桥悬架系统 4.轮胎 5.转向系统 6.制动系统 7.底盘自动集中润滑系统

一．概述 本稿所涉及的车型是传统城市客车。车辆主要实施动力系统及其附件系统更改、增加动力电池系统和动力系统电控系统等；所牵涉的其它相关系统，以最大限度的保持对基本型的继承性为原则，进行设计更改或重新设计。整车造型根据实际情况作适应性改进。 以下内容只涉及除动力系统（包括动力装置、电池、电控）以外的以底盘为主的系统设计概念及主要技术要求。 所有相关的设计人员应通过了解设计概念最终达成一致意见，并且将特殊要求的信息给予及时反馈。系统概念给出的是依据法规、国标要求以及相应整车技术规范而形成的框架类描述和基本要求。这些要求必须在后续开发工作中得到响应，并且可能应个别特殊要求做必要的调整和补充。

二．系统设计概念及技术要求 1. 车架 车架采用传统成熟的三段式整体结构，适应不同的系统安装要求，做相应的结构变动和设计调整，同时力求结构可靠和轻量化相结合，以满足底盘配置和可靠性要求。 结构型式参加下图： 主要尺寸参数—— 总长度（m）：TBD 最大宽度（m）：TBD 前悬（m）：TBD 轴距（m）：TBD 后悬（m）：TBD

2. 前后桥 2.1 前桥 前桥总成采用两级落差前桥总成，其基本参数如下： (1) 额定负荷：7500Kg； (2) 轮距：2101mm，空气弹簧支座中心距：1180mm； (3)主销孔基准与空气弹簧支座安装平面参考距离：75mm；空气 弹簧支座安装平面与前轴中部工字梁上平面参考距离：130mm； (4)前轴定位系数：前轮外倾角0°、主销内倾角8°、主销后倾 角3.5°、前轮前束0～1.5mm； (5)最大转角：内轮为55°，外轮为相应值； (6)转向节臂回转半径：R263.3mm； (7)适用轮辋：8.25×22.5 (8)适用轮胎：11R22.5-16PR、295/80R22.5 (9)制动器规格：盘式制动器22.5″ 结构型式参见下图 2.2 后桥 后桥总成采用13吨级后桥总成，其基本参数如下： (1) 额定负荷：13000kg

厅堂扩声系统设计规范GB 50371-2006

厅堂扩声系统设计规范GB 50371—2006 1 总则 1．0．1 为规范厅堂(剧场和多用途礼堂等)扩声系统设计，保证厅堂的观众厅及舞台(主席台)等有关场所听音良好、使用方便，制定本规范。 1．0．2 本规范适用于新建、扩建和改建的各类厅堂相对固定安装的扩声系统设计，不包括电影还音系统(即B环)。 1．0．3 本规范制定了各类厅堂扩声系统设计的技术要求和观众厅的扩声系统特性指标。 1．0．4 扩声系统设计必须与土建各工种设计同步进行，并出具完整的施工图设计文件。 1．0．5 设计单位应具备专业设计能力，并应完成扩声系统的调试，听音指标达到本规范的要求。 1．0．6 厅堂扩声系统设计除执行本规范外，尚应符合国家现行的有关标准和规范的规定 2 术语 2．O．1 扩声系统 sound reinforcement system，public address system 扩声系统包括设备和声场。主要过程为：将声信号转换为电信号，经放大、处理、传输，再转换为声信号还原于所服务的声场环境；主要设备包括：传声器、音源设备、调音台、信号处理器、功率放大器和扬声器系统。 2．0．2 扩声控制室 sound control room 操作控制扩声系统设备的技术用房，简称声控室。 2．0．3 功放机房 power amplifier room 放置扩声系统功率放大器的技术用房。 2．0．4 最大声压级 maximum sound pressure level 扩声系统完成调试后，在厅堂内务测量点可能的最大峰值声压级的平均值 。以峰值因数(1．8～2．2)限制的额定通带粉红噪声为信号源，其最大峰值 声压级为RMS声压级的长期平均值加上峰值因数的以10为底的对数再乘

Q-FDA 010-2016汽车转向横拉杆总成性能要求及台架试验方法(最终版本)修订20160121——A汇总

ICS 点击此处添加中国标准文献分类号Q/FD 北京福田戴姆勒汽车有限公司企业标准 Q/FD XXXXX—XXXX 汽车转向桥系统横拉杆总成结构、 性能要求及台架试验方法 点击此处添加标准英文译名 点击此处添加与国际标准一致性程度的标识 文稿版次选择 2016-XX-XX发布2016-XX-XX实施

目录 前言............................................................................... III 汽车转向桥系统横拉杆总成结构、性能要求及台架试验方法 (1) 1 范围 (1) 2 规范性引用文件 (1) 3 术语和定义 (1) 4 横拉杆零部件尺寸及结构要求 (3) 4.1 球接头总成尺寸及螺纹 (3) 4.2 横拉杆与球接头总成螺纹连接精度 (3) 4.3 横拉杆总成紧固装置结构技术要求 (3) 4.4 转向横拉杆卡箍螺栓螺母技术要求 (4) 5 转向横拉杆总成装配技术要求 (4) 5.1 装配技术要求 (4) 5.2 横拉杆球头防尘罩装配密封要求 (4) 5.3 横拉杆总成润滑介质要求 (4) 5.4 外观及防护要求 (4) 6 台架试验项目 (5) 7 台架试验设备及条件 (6) 8 台架试验方法 (6) 8.1 球接头相关试验 (6) 8.1.1 球接头总成最大摆角测定 (6) 8.1.2 球接头总成摆动力矩T1测定 (6) 8.1.3 球接头总成旋转力矩T2测定 (7) 8.1.4 最大轴向位移量δ1测定 (8) 8.1.5 最大径向位移量δ2测定 (8) 8.1.6 球销锥面配合面积检测 (9) 8.1.7 球接头总成球销拔出力 (9) 8.1.8 球接头总成球销压出力 (9) 8.1.9 球接头总成常温耐久性试验 (10) 8.1.10 球接头总成高温耐久性试验 (10) 8.1.11 球接头总成低温耐久性试验 (11) 8.1.12 球接头总成泥水环境耐久性试验 (11) 8.1.13 球接头防尘罩泥水环境耐久性试验 (12) 8.1.14 球接头防尘罩臭氧环境耐久性试验 (13) 8.1.15 球接头总成球销弯曲疲劳 (14) 8.1.16 球接头总成盐雾试验 (14) 8.2 转向直拉杆臂与转向横拉杆臂疲劳试验 (14) 8.2.1 转向直拉杆臂疲劳试验 (14) 8.2.2 转向横拉杆臂疲劳试验 (15)

扩声标准及多功能案例

一、概述 本厅主要作为报告厅，同时兼有小型文艺演出功能。因此，其扩声系统按国家标准GB50371-2006《厅堂扩声系统设计规范》中多用途类1级指标设计；视频部分为两侧大屏幕多媒体投影显示系统，符合国家标准GB50464-2008《视频显示系统工程技术规范》要求。 业主对其设计要求是：在确保功能完善、设计先进、品质可靠和使用简便的前提下尽量节约资金，力求高性价比。 本厅容积约为4500立方米。观众厅深度18米、宽35米、高6米；舞台宽14米、深8米，观 众厅共有座位656座，其平面图见图1，建筑装潢效果图见图2。 由图可见，该厅采用敞开式舞台，观众厅围绕舞台3个面，有点类似音乐厅的形式，这就给扩声 系统扬声器的布局和显示系统屏幕的位置等带来一定特殊性。 建声设计主要考虑语言清晰度要求，文艺演出时另加电子混响。其观众厅侧墙采用两种不同吸声 特性木质吸声板，顶部为阶梯状造型并敷设铝塑板，有一定的共振吸声效果。观众半场时实测全 频混响时间在1.5秒以下。 二、系统设计 系统设计的原则是：满足使用功能并具有良好的先进性、易用性、可靠性、可扩展性和可维修性。 扩声系统采用了EASE声频设计软件进行了计算机辅助设计和声场模拟。系统方框图见图3。 1、扩声系统

由于观众厅围绕舞台3个面，因此本厅采用立体声扩声已没有意义，故采用单声道扩声；而为了 有较好的声像一致性，采用集中扩声方式。 主席台设置8只会议发言用传声器。为方便调音人员操作，将8只传声器接至8路智能混音器，以自动选择发言传声器信号，避免多只传声器同时打开减低传声增益、增加声反馈的可能性。智能混音器 输出经图示均衡器进行均衡处理后送至调音台第1通道；无线传声器接收机输出送入调音台第3～6通道；演唱和乐器传声器分别送入调音台第9～12和13～16通道。 供电声乐器或前置调音台使用的舞台线路信号送至调音台17和18通道；DVD播放机、硬/光盘 录像机和笔记本电脑输出的声频信号经音视频选择器选择一路送至调音台21和22通道。 调音台输出至数字声频处理器，经处理器内部图示均衡、参量均衡、反馈抑制、压限和分频等处 理分别至各功放，推动各扬声器扩声。 从调音台辅助输出母线AUX1输出各通道信号作为舞台返听信号，经图示均衡器进行均衡处理后至功放，推动2只舞台返听扬声器。 演出时的效果处理由调音台自带的效果器完成。 调音台耳机输出接至监听耳机；而录音输出则接至硬/光盘录像机录音。 经EASE声场模拟分析并修正得到扬声器布局： 主扩声采用小型高声压扬声器安装在舞台后墙突出造型的两个侧面，高度4m，下倾角8°，内倾 角15°；由于舞台两侧有侧座，为使侧座有良好的供声，在主扬声器下方安装侧座补声扬声器， 高度2m，下倾角和内倾角都是0°；为避免前排听众感觉声像太高，设置4只台唇小型扬声器， 上倾角为10°，其中两只位于舞台前面台唇，给正面前排的观众补声，另两只位于舞台左右侧台 唇，给侧面前排的观众补声；实际上由于侧座扬声器高度只有2米，也具有拉低声像的作用；两 只低音扬声器用以提高演出时的低音效果。台唇扬声器和低音扬声器都隐蔽安装在舞台内。返听 扬声器置于台口两侧，可移动，具体位置根据演出要求确定。各扬声器布置见图4。 本厅要求扩声系统声学特性指标符合国家标准GB50371-2006《厅堂扩声系统设计规范》中多用

汽车齿轮齿条式转向器设计分解

" 汽车设计课程设计说明书 题目：汽车齿轮齿条式转向器设计(3) - 系别：机电工程系 专业：车辆工程 班级： 姓名： 学号： 指导教师： 、 日期： 2012年7月

汽车齿轮齿条式转向器设计 摘要 根据对齿轮齿条式转向器的研究以及资料的查阅，着重阐述了齿轮齿条式转向器类型选择，不同类型齿轮齿条式转向器的优缺点，和各种类型齿轮齿条式转向器应用状况。根据原有数据首先分析转向器的特点，确定总体的结构方案，并确定转向器的计算载荷以及转向器的主要参数，然后确定齿轮齿条的形式，接着对齿轮模数的选择确定，主动小齿轮齿数的确定、压力角的确定、齿轮螺旋角的确定，通过确定转向器的线传动比计算其力传动比以及齿轮齿条的结构参数，在以上的基础上选择主动齿轮、齿条的材料，受力分析，及对齿轮齿条的疲劳强度校核、齿根弯曲疲劳强度校核。修正齿轮齿条式转向器中不合理的数据。通过对齿轮齿条式转向器的设计，选取出相关的零件如：螺钉、轴承等，并在说明书中画出相关零件的零件图。通过说明书并画出齿轮齿条式转向器的零件图2张、装配图1张。 关键词：齿轮齿条，转向器，设计计算 ^ 。

` 目录 序言............................................. 错误!未定义书签。 1.汽车转向装置的发展趋势........................... 错误!未定义书签。 2.课程设计目的..................................... 错误!未定义书签。 3.转向系统的设计要求............................... 错误!未定义书签。 4.齿轮齿条式转向器方案分析......................... 错误!未定义书签。… 5.确定齿轮齿条转向器的形式......................... 错误!未定义书签。 6.齿轮齿条式转向器的设计步骤....................... 错误!未定义书签。 已知设计参数.................................... 错误!未定义书签。 齿轮模数的确定、主动小齿轮齿数的确定、压力角的确定、齿轮螺旋角的确定.............................................. 错误!未定义书签。 确定线传动比、转向器的转向比.................... 错误!未定义书签。 小齿轮的设计.................................... 错误!未定义书签。 小齿轮的强度校核................................ 错误!未定义书签。 齿条的设计...................................... 错误!未定义书签。 ~ 齿条的强度计算.................................. 错误!未定义书签。 主动齿轮、齿条的材料选择........................ 错误!未定义书签。 7.总结............................................. 错误!未定义书签。参考文献........................................... 错误!未定义书签。致谢............................................. 错误!未定义书签。 $

客车底盘总布置设计规范

长春北车电动汽车有限公司设计规范 CBD-YF-DP-GF.1 客车底盘总布置设计规范

目录 1 范围 (2) 2 规范性文件引用 (2) 3 术语和定义 (3) 4 设计准则 (3)

1 范围 本标准主要介绍了客车底盘总布置的简要设计流程，规范了设计步骤，明确了底盘总布置的设计结构等。 本标准适用于我公司6--12米的大中型营运客车的底盘总布置设计。 2 规范性文件引用 GB/T 13053-2008 客车车内尺寸 GB 12676-1999 汽车制动系统结构、性能和试验方法 GB 17675-1999 汽车转向系基本要求 GB/T 5922-2008 汽车和挂车气压制动装置压力测试连接器技术要求 GB/T 6326-2005 轮胎术语及其定义 GB/T 13061-1991 汽车悬架用空气弹簧橡胶气囊 QC/T 29082-1992 汽车传动轴总成技术条件 QC/T 29096-1992 汽车转向器总成台架试验方法 QC/T 29097-1992 汽车转向器总成技术条件 QC/T 293-1999 汽车半轴台架试验方法 QC/T 294-1999 汽车半轴技术条件 QC/T 299-2000 汽车动力转向油泵技术条件 QC/T 301-1999 汽车动力转向动力缸技术条件 QC/T 302-1999 汽车动力转向动力缸台架试验方法

QC/T 303-1999 汽车动力转向油罐技术条件 QC/T 304-1999 汽车转向拉杆接头总成台架试验方法 QC/T 305-2013 汽车液压动力转向控制阀总成性能要求与试验方法 QC/T 465-1999 汽车机械式变速器分类的术语及定义 QC/T 470-1999 汽车自动变速器操纵装置的要求 QC/T 479-1999 货车、客车制动器台架试验方法 QC/T 483-1999 汽车前轴疲劳寿命限值 QC/T 491-1999 汽车筒式减振器尺寸系列及技术条件 QC/T 494-1999 汽车前轴刚度试验方法 QC/T 513-1999 汽车前轴台架疲劳寿命试验方法 QC/T 523-1999 汽车传动轴总成台架试验方法 QCT 529-2013 汽车液压动力转向器技术条件与试验方法 QCT 533-1999 汽车驱动桥台架试验方法 QCT 545-1999 汽车筒式减振器台架试验方法 3 术语和定义 上述标准中确立的符号、代号、术语均适用于本标准。 4 设计准则 4.1应满足的安全、环保和其它法规要求及国际惯例 客车底盘总成中各部分的主要性能、尺寸等应符合相应的标准规定。详参相应的标准。

汽车转向系统EPS设计毕业论文

汽车转向系统EPS设计毕业论文 目录 1 引言 (1) 1.1汽车转向系统简介 (1) 1.2汽车转向系统的设计思路 (3) 1.3 EPS的研究意义 (4) 2 EPS控制装置的硬件分析 (5) 2.1汽车电助力转向系统的机理以及类别 (5) 2.2 电助力转向机构的主要元件 (8) 3 电助力转向系统的设计 (11) 3.1 动力转向机构的性能要求 (11) 3.2 齿轮齿条转向器的设计计算 (11) 3.3 转向横拉杆的运动分析[9] (21) 3.4 转向器传动受力分析 (22) 4 转向传动机构优化设计 (24) 4.1传动机构的结构与装配 (24) 4.2 利用解析法求解出外轮转角的关系 (25) 4.3 建立目标函数 (27) 5 控制系统设计 (29) 5.1 电助力转向系统的助力特性 (29) 5.2 EPS电助力电动机的选择 (30)

本科毕业设计（论文） 5.3 控制系统框图设计 (31) 结论 (32) 致谢 (34) 参考文献 (35)

1 引言 1.1汽车转向系统简介 汽车转向系统，顾名思义是为了能够使车辆按照驾驶员的意愿向左或者向右转弯或者直线行驶。转向装置有很多种，也一直在经历一个循序渐进不断更新不断创新的过程。从发明家本茨发明汽车的初期，转向系统知识最简单的形式来转向，其机构为单纯的扶把式，没有助力，所以笨重，费力，以及行驶状态不稳定。从在原始的雏形开始，各国人士不断创新改革，到现在为止，汽车转向系统的应用按先后顺序可以分为：机械转向装置、液压助力转向装置、电子控液压助力转向系统、电助力转向系统、四轮转向系统、主动前轮转向系统和线控转向系统[1]目前市场大部分中低档轿车采用的液压式转向器，当然电控的也很常见，所以在该种系统的转向器技术的发展如今已经遇到了瓶颈。随着人们对乘车舒适，节能，安全，稳定的期望，电控液压式转向系统逐渐取代了先前的版本，但随着科技的进步，越来越多的科学家期待有路感的转向系统问世，所以流量阀式液压助力转向器出现了，在不同车速下，驾驶员手握方向盘，感觉到了路感的存在，助力特性曲线描述的就是“路感”，但是美中不足的是这种液压式转向器依然存在很多缺陷，电机，液压泵，转向器，流量阀等等转向器在发动机旁的布置问题又出现了，还有就是液压油的泄漏问题越来越的突出尖锐。电助力EPS （Electronic Power steering system）是在纯机械转向机构的前提下，设计加装了扭矩和车速等信号传感器、电子控制单元和转向助力装置等[2]。所以电助力式转向器弥补了上述的不足，而且节能环保，易于线性控制，所以现在很多研究人员把目光转向了电助力式转向机，瞬时其成为了国际汽车工业转向系统新的研究主题，且这种系统也正在慢慢实现整车量产状态。

GB17675汽车转向系基本要求-编制说明

《汽车转向系基本要求》强制性国家标准 编制说明 1 工作简况 1.1 任务来源和背景 进入二十一世纪第一个十年，中国汽车产业持续高速发展，汽车电子的发展和对汽车安全、技术需求的提升使原标准的适应性出现了缺口，比如，希望通过消除机械转向管柱以提高乘员安全性、且更易适应左右置转向盘生产需求的转向操纵装置和转向车轮之间没有任何机械连接的线控转向技术；另外与挂车相关的转向标准的缺失，使GB17675-1999《汽车转向系基本要求》已不能适应时代的需求，需要对其进行修订。 本标准修订任务来源为国家标准化管理委员会于2010年12月2日以国标委综合[2010]87 号文下达的制修订计划，归口单位为工业和信息化部，标准名称为《汽车转向系基本要求》，计划编号为20101254-Q-339。 1.2 主要起草单位和工作组成员 主要起草单位：南京汽车集团有限公司汽车工程研究院、南京东华智能转向系统有限公司、中国汽车技术研究中心有限公司、国家重型汽车质量监督检验中心、上海汽车集团股份有限公司技术中心、中国第一汽车集团公司技术中心、清华大学、江苏大学、江苏罡阳转向系统有限公司、东风日产乘用车公司技术中心、扬州中集通华专用车有限公司、郑州宇通客车股份有限公司、南京理工大学。工作组成员：万兴宇、许迎光、陈春华、刘地、季学武、颜尧、

周中坚、谷杰、郁金龙、耿国庆、傅培根、王春宏、王良模、农蕃榛、邬世锋、朱春庆、朱德江、许庆卫。 1.3 主要工作过程 标准修订工作组一直持续跟踪UN R7茏规的发展演变以及智能网联汽车标准制修订，翻译UN R7法规原文，对比UN R79与GB17675-199在技术要求和试验方法中的差异，评估GB 17675-XXXX 参照UNR79进行修订对行业造成的影响，同时结合转向分标委、汽车工程学会转向分会所组织的国内外汽车企业技术交流会，收集了大量信息和技术资料，掌握了最新的国内外现状及动态，并按照拟参照采用的UNR79法规，组织相关单位进行了多轮车辆摸底验证试验，积累了车辆转向系统的分析、试验数据。通过会议交流、调研和试验对比，系统深入地了解我国乘用车、商用车行业汽车转向系统的技术发展现状和国外先进技术的应用情况，对标准的修订提供了有力的支撑。 因全国汽车标准化技术委员会下设智能网联汽车分技术委员 会,ADAS及智能驾驶相关内容，由智能网联汽车分技术委员会负责，本标准将不包含ADA及智能驾驶相关内容。通过对本标准相关技术条款的分析研究，将尽可能解除原有条款对ADA及智能驾驶可能产生的限制及约束。 主要技术研究活动如下： （1）第一次工作组会议 2015年07月15~16日，标准修订工作组在南京召开GB17675-XXXX 《汽车转向系基本要求》第一次工作组会议。来自南汽研究院、南京东华智能转向系统有限公司、中国汽车技术研究中心有限公司、上海汽车集团股份有限

声场测试报告

声场测试报告 一、设计规范及标准 根据舞台的基本使用功能和定位并参照国家相关的标准和规范： 音响扩声系统设计规范 WH/T38-2009《舞台扩声系统跳线柜、综合接线箱、地板接线盒设置规范》WH/T39-2009《专业音频和扩声用扬声器组件实用规范》 WH/T318-2003《演出场所扩声系统的声学特性指标》 JGJ 57-2000/J 67-2001《剧场建筑设计规范》； GB 4959-95 《厅堂扩声特性测量方法》； GBJ 76-84 《厅堂混响时间测量规范》； JGJ 16-2008 《民用建筑电气设计规范》； GB/T 14476-93 《客观评价厅堂语言可懂度的“RASTI”法》； （WH/T25-2007）《剧场等演出场所扩声系统工程导则》 GB/T 14197-93 《声系统设备互连的优选配接值》； ITU-R BT. 601-2 供演播室使用的数字电视编码标准； ITU-R BT. 711 供分量数字演播室使用的同步基准信号； GY/T 156-2000 演播室数字音频参数； GY/T 158-2000 演播室数字音频接口；

AES3 供数字伴音工程线性表示数字伴音数据的串行传输格式； AES11 供数字伴音工程在演播中使用的数字伴音设备的同步规格； GB 3174-1995 PAL-D 制电视广播技术规范； 二、多功能演播厅声场设计说明 根据场景布局、实用面积，结合系统功能现实（文艺活动兼报告型会议、培训等等），我们选择主/辅/超低/返听扩声模式进行声场扩声。 本系统采用了48路扩展性强、处理功能强大、兼容性好、个性化、多场景方便方便每个操作者和每场演出、无线调音功能的数字调音台为核心进行音频系统主控制，无线手持、无线头戴、人声/乐器、合唱、鹅颈电容会议话筒对人声进行拾取，随后将初次拾取到的人声信号（人声信号先进入数字调音台综合管理） 通过专用的传输线缆传输到调音台，接着输出到效果器进行初次音质处理、修正、根据使用环境适当的添加音频效果后输入至调音台进一步的对音质处理（增益、MIC 前置放大器、均衡、单/立体声输出等等），这时通过调音台末端输出到12进12出音频数字矩阵处理器，运用其内置功能进行处理（输入信号进行压限、延时、均衡等操作，此操作有益系统的正常运行、设备安全、声场音质的均匀），最后分频器进行音频信号处理分频，将音频电声信号一分为三进入扩声系统的信号电声放大部分，此部分是通过与扬声器技术参数相匹配的主/辅/超低频功率放大器对电声信号进行电功率放大，让音频可以有足够的功率去推相应的主/辅/超低频扬声器（也是系统的末端），对舞台这场区域，我们选配一对舞台返听扬声器，用均衡器进行音质处理（提升/衰减量程、增益调节、电压调节、信号动态调节等等），为场景提供一个高品质、高享受、高效率的优良声场。除此之外，为了提高系统的安全性与操作的方便性，还选配了一台电源时序器对整套系统电源进行管理，可以通过此设备对电源逐一逐一的进行安全开/关（一键到位）。为了增加文艺活动演出方便还配置了一套舞台演出内部通讯系统。

转向器的结构型式选择及其设计计算

5.2转向器的结构型式选择及其设计计算 根据所采用的转向传动副的不同，转向器的结构型式有多种。常见的有齿轮齿条式、循环球式、球面蜗杆滚轮式、蜗杆指销式等。 对转向其结构形式的选择，主要是根据汽车的类型、前轴负荷、使用条件等来决定，并要考虑其效率特性、角传动比变化特性等对使用条件的适应性以及转向器的其他性能、寿命、制造工艺等。中、小型轿车以及前轴负荷小于1.2t 的客车、货车，多采用齿轮齿条式转向器。球面蜗杆滚轮式转向器曾广泛用在轻型和中型汽车上，例如：当前轴轴荷不大于2.5t 且无动力转向和不大于4t 带动力转向的汽车均可选用这种结构型式。循环球式转向器则是当前广泛使用的一种结构，高级轿车和轻型及以上的客车、货车均多采用。轿车、客车多行驶于好路面上，可以选用正效率高、可逆程度大些的转向器。矿山、工地用汽车和越野汽车，经常在坏路或在无路地带行驶，推荐选用极限可逆式转向器，但当系统中装有液力式动力转向或在转向横拉杆上装有减振器时，则可采用正、逆效率均高的转向器，因为路面的冲击可由液体或减振器吸收，转向盘不会产生“打手”现象。 关于转向器角传动比对使用条件的适应性问题，也是选择转向器时应考虑的一个方面。对于前轴负荷不大的或装有动力转向的汽车来说，转向的轻便性不成问题，而主要应考虑汽车高速直线行驶的稳定性和减小转向盘的总圈数以提高汽车的转向灵敏性。因为高速行驶时，很小的前轮转角也会导致产生较大的横向加速度使轮胎发生侧滑。这时应选用转向盘处于中间位置时角传动比较大而左、右两端角传动比较小的转向器。对于前轴负荷较大且未装动力转向的汽车来说，为了避免“转向沉重”，则应选择具有两端的角传动比较大、中间较小的角传动比变化特性的转向器。 下面分别介绍几种常见的转向器。 5.2.1循环球式转向器 循环球式转向器又有两种结构型式，即常见的循环球-齿条齿扇式和另一种即循环球-曲柄销式。它们各有两个传动副，前者为：螺杆、钢球和螺母传动副以及落幕上的齿条和摇臂轴上的齿扇传动副；后者为螺杆、钢球和螺母传动副以及螺母上的销座与摇臂轴的锥销或球销传动副。两种结构的调整间隙方法均是利用调整螺栓移动摇臂轴来进行调整。 循环球式转向器的传动效率高、工作平稳、可靠，螺杆及螺母上的螺旋槽经渗碳、淬火及磨削加工，耐磨性好、寿命长。齿扇与齿条啮合间隙的调整方便易行，这种结构与液力式动力转向液压装置的匹配布置也极为方便。 5.2.1.1循环球式转向器的角传动比w i 由循环球式转向器的结构关系可知：当转向盘转动?角时，转向螺母及其齿条的移动量应为 t s )360/(?= （5－21） 式中t ——螺杆或螺母的螺距。 这时，齿扇转过β角。设齿扇的啮合半径w r ，则β角所对应的啮合圆弧长应等于s ，即 s r w =?πβ2)360/( （5－22） 由以上两式可求得循环球式转向器的角传动比w i 为

转向系统设计规范

转向系统设计规范 1规范 本规范介绍了转向系统的设计计算、匹配、以及动力转向管路的布置。 本规范适用于天龙系列车型转向系统的设计 2.引用标准： 本规范主要是在满足下列标准的规定（或强制）范围之内对转向系统设计和整车布置。 GB 17675-1999 汽车转向系基本要求 GB11557-1998防止汽车转向机构对驾驶员伤害的规定 GB 7258-1997机动车运行安全技术条件 GB 9744-1997载重汽车轮胎 GB/T 6327-1996载重汽车轮胎强度试验方法 《汽车标准汇编》第五卷转向车轮 3.概述： 在设计转向系统时，应首先考虑满足零部件的系列化、通用化和零件设计

的标准化。先从《产品开发项目设计定义书》上猎取新车型在设计转向系统所必须的信息。然后布置转向传动装置，动力转向器、垂臂、拉杆系统。再进行拉杆系统的上/下跳动校核、与轮胎的位置干涉校核，以及与悬架系统的位置干涉、运动干涉校核。最小转弯半径的估算，方向盘圈数的计算。最后进行动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐的计算与匹配，以满足整车与法规的要求；确定了动力转向器、动力转向泵，动力转向油罐匹配之后，再完成转向管路的连接走向。 4车辆类型：以EQ3386 8×4为例，6×4或4×2类似 5 杆系的布置： 根据《产品开发项目设计定义书》上所要求的、车辆类型、车驾宽、高、轴距、空/满载整车重心高坐标、轮距、前/后桥满载轴荷、最小转弯直径、最高车速、发动机怠速、最高转速，空压机接口尺寸，轮胎规格等，确定前桥的吨位级别、轮胎气压、花纹等。考虑梯形机构与第一轴、第二轴、第三轴、第四轴之间的轴距匹配及各轴轮胎磨损必需均匀的原则，确定第一前桥、第二前桥内外轮转角、第一垂臂初始角、摆角与长度、中间垂臂的长度、初始角、摆角，确定上节臂的坐标、长度等 确定的参数如下 第一、二轴选择7吨级规格 轮胎型号：12.00-20、轮胎气压 0.74Mpa、花纹 第一轴外轮转角 35°；内轮转角 44°