汽车转向梯形机构最佳方案的设计

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5.5转向梯形机构确定、计算及优化

5.5转向梯形机构确定、计算及优化转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。

无论采用哪一种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，使在不同圆周上运动的车轮，作无滑动的纯滚动运动。

同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。

5.5.1转向梯形结构方案分析1.整体式转向梯形图5－14 整体式转向梯形1—转向横拉杆2—转向梯形臂3—前轴整体式转向梯形是由转向横拉杆1，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图5－14所示。

其中梯形臂呈收缩状向后延伸。

这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。

当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。

整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。

对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。

前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干涉，所以在布置上有困难。

为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。

2.断开式转向梯形转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。

断开式转向梯形方案之一如图5－15所示。

断开式转向梯形的主要优点是它与前轮采用独立悬架相配合，能够保证一侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧车轮；与整体式转向梯形比较，由于杆系、球头增多，所以结构复杂，制造成本高，并且调整前束比较困难。

图5－15断开式转向梯形横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。

采用双横臂独立悬架，常用图解法(基于三心定理)确定断开点的位置。

其求法如下(图5－16b)：1)延长与，交于立柱AB 的瞬心P 点，由P 点作直线PS 。

S 点为转向节臂球销中心在悬架杆件(双横臂)所在平面上的投影。

当悬架摇臂的轴线斜置时，应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析。

工程机械梯形转向机构最优设计

35° 291080 291006 01073 291114 01035
40° 321632 321026 01606 321157 01457
41° 331334 321588 01747 321723 01611
42° 341035 331134 01901 331274 01761
在程序中对 Η、K 作一些限制条件, 其计算方法、优化思想是相同的。
在图2所示梯形机构中建立直角坐标系, 当内轮转过 Βp 角时, 外轮实际转过 Αp1角。设 Υ= Η
《建筑机械》1996年 (11)
- Βp , <= Η+ Αp , 此时 A ’、B ’坐标分别为 A ’ 根据
(N co sΥ, N sinΥ) , B ’(M - N co s<, N sin<)。
(5)
图3 转向梯形实际特性曲线
解三角方程 (5) 得
<= a rcco s〔2x z - 4x 2z 2+ 4 (x 2+ y 2) (z 2- y 2) 2 (x 2+ y 2) 〕
(6)
则 Αp1= <- Η
312 理论转向角的确定
利用方程 (1) 不难计算出当内轮转过 Βp 时, 外轮的理论要求转向角 Αp2为
关键词: 工程机械梯形转向装置优选设计
1 前言轮式底盘工程机械其转向通常采用三种方
式: 偏转车轮转向、铰接转向和滑移转向。对载重汽车、汽车吊等行驶速度较快的机种大多采用第一种转向方式。在偏转车轮转向系设计中, 最为重要的是连杆转向机构参数的确定。如图1 所示, 理想的转向机构应能保证车辆转向时, 内外两侧转向轮无侧滑, 即内、外转向轮的转向角 Βp , Αp1能够满足理论特性方程 (1) :

汽车转向梯形机构设计

设计题目：汽车转向梯形机构的设计班级：机自xx姓名：xxx指导老师：xx2021年10月10日西安交通大学汽车转向梯形机构设计机自84班李亚敏08011098设计要求：(1)设计实现前轮转向梯形机构；(2)转向梯形机构在运动过程中有良好的传力性能。

原始数据：车型：无菱兴旺，转向节跨距M：1022mm，前轮距D：1222mm，轴距L:1780mm，最小转弯半径R：4500mm。

前言：汽车转向系统是用来改变或恢复其行驶方向的专设机构，由转向操纵机构、转向器和转向传动机构三局部组成。

转向操纵机构主要由方向盘、转向轴、转向管柱等组成：转向器将方向盘的转动变为转向摇臂的摆动或齿条轴的往复运动，并对转向操纵力进行放大的机构：转向传动机构将转向器输出的力和运动传给车轮，并使左右车轮按一定关系进行偏转运动的机构。

设计过程：一、设计原理简介1采用转向梯形机构转向的机动车辆，左右转弯时应具有相同的特征，因此左右摇臂是等长的。

2内外侧转向轮偏转角满足无侧滑条件时的关系式为：cotα−cotβ=ML(1)3.转向过程中转向梯形机构应满足的方程为cos(α+α0)=cos(β+β0)−aMcos(β+β0−α−α0)+2a2−b2+M22Ma(2)且b=M−2acosα0(3)代人整理得：cos(α+α0)=−cos(β−α0)+aMcos(β−α−2α0)+2cosα0−2cos2α0M +aM(4)式中αβ为无侧滑状态下梯形臂转角的对应位置，可视为。

由(1)式算出来，因此，方程中有两个独立的未知量需求解，要梯形臂转角的两个对应位置即两个方程来求解。

4梯形臂转角的两个对应位置确实定由函数逼近理论确定梯形臂转角的两个对应位置的方程为：αi=qq 2[1−cos2i−14π](i=1,2)(5)式中，qq为外偏转角的最正确范围值，由计算机逐步搜索获得。

由汽车的最大转弯半径可得最大转角为度。

5非线性方程组的求解由梯形臂转角的两个对应位置确定的方程为cos(αi+α0)+cos(βi−α0)−aMcos(βi−αi−2α0)−2cosα0+2cos2α0M −aM=0 (i=1,2)可用最速下降法计算该方程。

汽车转向梯形机构设计中的参数定义

汽车转向梯形机构设计中的参数定义在汽车的转向系统中，梯形机构起着至关重要的作用。

它是将驾驶员的转向输入转化为车辆前轮的转向角度的关键部件。

梯形机构的设计涉及到多个参数的定义，这些参数直接影响着汽车的转向性能和安全性。

本文将围绕汽车转向梯形机构设计中的参数定义展开讨论，以期帮助读者更好地了解梯形机构的设计原理和优化方法。

1. 转向比（Steering Ratio）转向比是指驾驶员转动方向盘一定角度时，前轮转动的角度比例。

转向比的大小直接影响着汽车的转向灵活性和稳定性。

一般来说，转向比越大，驾驶员转动方向盘的力度越小，但转向的角度也相应较小。

而转向比较小的车辆则需要驾驶员施加更大的力量来完成转向操作，但转向的角度相对较大。

因此，在梯形机构的设计中，需要合理选择转向比，以平衡灵活性和稳定性的要求。

2. 转向机构总传动比（Total Steering Gear Ratio）转向机构总传动比是指从方向盘到前轮转角的传动比。

它由多个参数组成，包括转向机构内部的传动比和梯形机构的传动比等。

转向机构总传动比的大小决定了驾驶员转动方向盘的力度与前轮转动角度之间的关系。

通常情况下，总传动比越大，驾驶员需要施加的力量越小，但前轮转动的角度也相应较小。

因此，在设计中需要综合考虑驾驶员的操作习惯和车辆的转向需求，选择合适的总传动比。

3. 梯形机构长度比（Length Ratio）梯形机构长度比是指梯形机构各杆长的比值。

梯形机构的长度比直接影响着前轮的转向角度。

一般来说，长度比越大，前轮转向的角度也越大。

但同时，长度比的增大也会增加梯形机构的长度，增加了转向机构的复杂性和重量。

因此，在梯形机构的设计中，需要权衡转向角度和机构的尺寸，选择适当的长度比。

4. 梯形机构的安装角度（Installation Angle）梯形机构的安装角度是指梯形机构与车辆纵向轴线的夹角。

安装角度的大小直接影响着汽车的转向稳定性和操控性能。

一般来说，安装角度越小，转向的稳定性越好，但操控性能可能会受到一定的影响。

汽车转向梯形机构最佳方案的设计

三、注意油压参数的变化。在负荷基本不变的情况下, 油粘度的下降, 必然会造成控制油压上升, 加重磨损的发生; 在摩擦片本身有磨损的情况下, 要传递不变的扭矩 (负荷) , 必须要提高控制油压才能做到。可以说, 在运行过程中, 监视控制油压是判定液粘调速离合器状态是否正常的一个重要判据。以 M C400A 液粘调速离合器为例 ( 正常换油的前提下) , 在满负荷下, 初始工作时, 控制油压为 0. 5M Pa 左右, 工作 5 年后, 控制油压达到 0. 9M Pa, 接近了溢流阀设定的最高工作压力 1. 0M Pa, 可以判定摩擦片有较明显的磨损, 应进行检查更换。冷却油压
K 0 —主动转臂两球头销中心的距离 Η与 Ε—任意位置专线梯形的底角 Η0 与 Ε0—中间位置转向梯形的底角 Α—内轮转角 Β—外轮转角 ΒL —理论外轮转角 ΒS—实际外轮转角 ∆—转向偏差
3 最佳方案的设计
最佳方案的设计用两步完成, 第一步: 用计算机采用优选法确定最优区间。第二步: 用计算机采用公式法在最优区间内确定最佳方案。如果只用公式法, 计算太繁琐, 时间化费太长, 有的复杂问题要花几十个小时, 才能出结果, 所以要用优选法确定最优区间。如果只采用优选法, 在变量多时有漏点的缺点。优选法的结果并不是峰值、顶点。为了进一步提
x
3 i
x
y
2 i
i
i=
1至n
使实际特征线的斜率与理论特征线的斜率相差
最小,
即: ∆k= K (实) - K (理)
在偏差 ∆k 给定一个计算精度, 即可利用计算机进行优化, 求出转向梯形机构各杠杆的尺寸和相应
的底角的数值系列, 从中选出最优杆件尺寸和底角
区间。

(汽车行业)汽车转向梯形机构设计

（汽车行业）汽车转向梯形机构设计汽车转向梯形机构是汽车行业中非常重要的部件之一。

它将驾驶员的转向操作转换成前轮方向的运动，使车辆能够按照驾驶员的意愿进行转向。

因此，汽车转向梯形机构的设计非常重要，不仅需要考虑其机械结构的合理性，还需要考虑其动态特性和安全性能。

汽车转向梯形机构的设计要解决的一个重要问题是机构的传动比和传动精度问题。

传动比指的是驾驶员转动方向盘所能使车辆前轮转向的程度，而传动精度则是指机构传动过程中的误差大小。

通常情况下，传动比需要保证较大的转角与较小的转动力之间的关系，以提供足够的转向力，并使驾驶员的操作更为轻松顺畅。

传动精度则需要尽可能小，以确保转向的准确性和稳定性。

汽车转向梯形机构的设计需要考虑多个部件的合理组合和配置。

其中最主要的部件包括转向节、拉杆、摇臂、拉杆座等。

转向节是转向梯形机构的核心部件，它连接前轮和拉杆，并将前轮转向运动传递到拉杆上。

拉杆是连接前轮和转向节的杆状部件，摇臂则是连接转向节和转向柱的中间件。

拉杆座则是固定拉杆和转向柱的底座。

在设计汽车转向梯形机构时，还需要考虑到动态特性和安全性能。

动态特性主要指机构的响应速度、稳定性以及阻尼。

为了保证机构的响应速度和稳定性，一般需要提高机构的阻尼系数。

同时，还需要考虑防震和抗干扰能力，以确保机构在恶劣路况和异常干扰情况下能够正常运行。

安全性能则是汽车转向梯形机构最重要的考虑因素之一。

机构在运行过程中需要抵御较大的转向力和扭矩。

此外，在车辆发生碰撞时，转向梯形机构也需要能够提供足够的承载能力，以避免驾驶员和车辆受到过大的损伤。

在实际应用中，汽车转向梯形机构的设计需要满足多种使用条件和环境要求。

例如，机构必须在各种温度、湿度和油渍等环境下都能够正常工作，同时还要满足标准化和规范化的要求，以确保产品的质量和可靠性。

总之，汽车转向梯形机构的设计是汽车工程中至关重要的部分。

要实现合理的设计，需要考虑多种因素和要求，包括传动比、传动精度、机构的动态特性、安全性能、使用条件和环境要求等。

齿轮齿条式转向器双梯形转向机构的优化设计

齿轮齿条式转向器双梯形转向机构的优化设计李睿扬（学号：02000404）（东南大学机械工程系）汽车转向系统需精确地实现阿克曼转向条件，这与转向传动机构的设计密切关联。

在本文，将以与齿轮齿条式转向器配用的转向传动机构为实例，讨论机构的优化设计。

1.设计模型与要求已知与齿轮齿条转向器配用的双梯形转向机构如图1所示。

其中梯形臂O1A=OB的长为l3，横拉杆AD=BC的长为l2，E为齿条滑块，长M=624mm，齿条E的许用行程[S]=62.3mm，轮距K=1274.24mm，轴距L=2340mm，车轮的滚动半径r=266mm，主销后倾角φ=2.5o（图中未示出），考虑此角后的计算轴距，梯形臂BO在前轴上的许用投影长[]= 42.12mm，根据最小转弯半径的要求，最大外轮转角。

要求用优化方法设计此转向传动机构。

2.结构概述与条件分析对于给定的汽车，其轴距L、左右两主销轴线延长线与地面交点之间的距离K均为已知定植。

对于选定的转向器，其齿条两端球铰中心距M也为已知定植。

因而在设计转向传动时，需要确定的参数是横拉杆长、梯形臂长以及齿条轴线到梯形底边的安装距离。

而梯形底角则可由转向传动机构的上述参数以及已知的汽车参数K和转向器参数M来确定。

其关系式为：（1）3.用解析法求内外轮转角关系转动转向盘时，齿条便向左或右移动，使左右两边的杆系产生不同的运动，从而使左右车轮车轮分别获得一个转角。

以汽车左转弯为例，此时右轮为外轮，外轮一侧的杆系的杆系运动如图所示。

设齿条向右移过某一行程S，通过右横拉杆推动右梯形臂，使之转过。

图2 转向传动机构几何关系如图2所示，取梯形右底角顶点O为坐标原点，则可导出齿条行程S与外轮转角的关系：（2）另外，由图可知：（3）而，（4）（5）将（4）、（5）表达式代入（3）式。

因此，利用（2）式便可求出对应于任一外轮转角的齿条行程S，再将S代入公式（3）（4）（5），即可求相应的内轮转角。

将上述公式结合起来便可将表示为的函数，记作。

汽车断开式转向梯形机构的优化设计

1.断开式转向梯形数学模型推导理想的左右转向轮转角关系图1为汽车前轮转向示意图。

为了避免在汽车转向时产生的路而对汽车行驶的附加阻力和轮胎磨损过快，要求转向系统即可能保证在汽车转向时，所有的车轮均作纯滚动。

显然，这只有在所有车轮的轴线都相交于一点时方能实现。

此交点被称为转向中心。

如图所示，汽车左转弯时.内侧转向轮转角a应大于外侧车轮的转角庆当车轮被视为绝对刚体的假设条件下，左右转向轮转角a和卩应满足Ackermann 转向几何学要求，如式（1）所示。

c Bcottz = cot/7 ------ （1）其中：«一内侧转向轮转角；B—外侧转向轮转角；B-两侧主销轴线与地而相交点之间的距离：L 一汽车前后轴距：R—转弯半径。

根据式（1）可得理想的右轮转角，如式（2）otana (2) =arctan1 + — x tana L同理，当汽车右转向时，Ackermann转角关系如式（3）所示。

(3)cot a =cot/7 + —根据式（3）可得理想的右轮转角，如式4所示。

tana(4)=circtan1 - — x tan aL实际的左右转向轮转角关系图2是一种含有驱动滑块的常用断开式转向梯形机构。

轮齿条转向机构将方向盘的旋转运动转化成齿条（滑块）的直线运动，继而驱动转向梯形机构实现左右前轮转向。

图中：厶一转向机齿条左右球较中心的距离；L 2 一左右横拉杆的长度；厶一左右转向节臂的长度：厶•一车轮中心至转向主销的距离：S] —转向齿条从中心位置向左的位移量： s 2 一转向齿条从中心位宜向左的位移量：y —转向齿条左右球狡中心连线与左右转向主销中心连线之偏距，图示位置取正值，反之取负值: S 。

一直线行驶时，转向齿条左球钱中心和左转向主销的水平距离：一转向节骨与汽车纵轴线的夹角。

运用余弦泄理和三角函数变换公式，经推导可得: ______________________-Cv - S xcos a = cos （ZAOB + Z.BOY ）= 一;----- - ------------2厶（丁 +尸）A 点的坐标值为：v CxS-yx>jA 2 + B 2-C 2B2x （/+r ）2*…Cxy + SxyjA 2 + B 2-C 2 沧=_ ------------- —zn ----------2x （/+S'）其中：A = -2LyxS,B = _2厶xy,C = 15,-1^-y 2-~s\ F —表示转向齿条弐球钱中心和左转向主销中心的实际距藹，对于直线行驶时，g = S 。

转向梯形分析

第六节转向梯形转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。

同时，为达到总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。

一、转向梯形结构方案分析1、整体式转向梯形整体式转向梯形是由转向横拉杆l，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图7-30所示。

其中梯形臂呈收缩状向后延伸。

这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造成本低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响图7—30 整体式转向梯形1—转向横拉杆 2—转向梯形臂 3—前轴另一侧转向轮。

当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。

整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。

对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。

前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干涉，所以在布置上有困难。

为了保护横拉杆免遭路面不平物的损伤，横拉杆的位置应尽可能布置得高些，至少不低于前轴高度。

2、断开式转向梯形转向梯形的横拉杆做成断开的，称之为断开式转向梯形。

断开式转向梯形方案之一如图7-31所示。

图7—31 断开式转向梯形横拉杆上断开点的位置与独立悬架形式有关。

采用双横臂独立悬架，常用图解法(基于三心定理)确定断开点的位置。

其求法如下(图7-32b)：1)延长B K B 与A K A ，交于立柱AB 的瞬心P 点，由P 点作直线PS 。

S 点为转向节臂球销中心在悬架杆件(双横臂)所在平面上的投影。

当悬架摇臂的轴线斜置时，应以垂直于摇臂轴的平面作为当量平面进行投影和运动分析。

汽车转向梯形优化设计

转向梯形机构优化设计课程设计题目：汽车转向梯形臂优化设计指导老师：郭朋彦华北水利水电大学转向梯形的优化设计.1. 向梯形机构概述⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯32.整体式向梯形构方案分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3整体式向梯形机构化分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4整体式向梯形程序写⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7转动传动机构强度计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12转向梯形的优化结果⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13转向梯形结构设计图形⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13结论⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯15;.转向梯形机构优化设计方案一、转向梯形机构概述转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。

设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最正确参数和进行强度计算。

一般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。

转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。

同时，为到达总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。

二、整体式转向梯形结构方案分析图整体式转向梯形;.1—转向横拉杆2—转向梯形臂3—前轴整体式转向梯形是由转向横拉杆1，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图所示。

其中梯形臂呈收缩状向后延伸。

这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造本钱低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。

当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。

整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。

对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。

前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干预，所以在布置上有困难。

整体式转向梯形机构优化设计-2014

整体式转向梯形机构优化设计SGA3550型自卸式非公路用汽车采用整体式转向梯形机构(如图1所示) ,由转向横拉杆、转向梯形臂和汽车前轴组成。

图中,为K主销中心距,L为轴距,为转向梯形底角, W为转向臂长,为内侧车轮转角,为外侧车轮转角(以下符号意义相同) 。

这种方案的优点是结构简单,调整容易,制造成本低;主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时,会影响另一侧转向轮。

车辆转向时,内侧车轮被迫沿着比外侧车轮小的弧线行进,因此,转向梯形应使汽车在转向时两前轮产生不同的转向角,并沿着各自的弧线滚动,同时前后四个车轮又绕着同一圆心滚动 ,从而消除轮胎的滑动。

若忽略车轮的侧偏角,车辆转向时内外轮理想转角应保持以下关系：若忽略车轮的侧偏角，车辆转向时内外轮理想转角应保持以下关系：cot-cot=K/L (1)若自变角为，则因变角的期望值为=arccot(cot-K/L) (2)现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。

利用余弦定理可推得转向梯形的实际因变角如下：图2(3)(4)(5)（6）由（4）（5）（6）式得出（7）（8）由（3）（7）（8）式得出：实际因变角要求：（1）列出转向机构的优化数学模型（2）已知轮距2900mm；轴距L= 3800 mm；主销中心距K= 2100 mm；用Matlab中lsqcurvefit(……)函数或lsqnonlin(……)函数进行优化，求取设计变量梯形底角的值（要求底角范围在60-90度之间），转向梯形臂长度的值（要求在250-450mm之间）以满足设计需求。

该优化问题可以看作是将理想的内外转向轮曲线同待优化的内外转向轮角度关系进行拟合，MATLAB优化工具箱中提供了几种可供选择的优化函数：(1) [x,resnorm]=lsqcurvefit（fun,x0,xdata,ydata,lb,ub），该函数是进行非线性曲线的二次拟合。

其中F(x)为待优化的函数，数学模型为：(2) [x,resnorm]=lsqnonlin(……)，该函数求解非线性最小二乘问题，包括非线性数据拟合问题。

汽车转向梯形机构设计

汽车转向梯形机构设计及matlab/simMechanics 仿真汽车转向梯形机构设计及matlab/simMechanics 仿真Trapezoidal steering mechanism design matlab simMechanics Simulation 一、汽车转向梯形机构设计1.设计模型与要求:已知汽车梯形转向机构如下图所示。

该车车型为沃尔沃，转向节跨距M 为1305mm ，前轮距D 为1535mm ，轴距L 为2640mm 。

该车最小的转弯半径R 为5300mm ，并且具有良好的传力性能。

2．结构概述与条件分析根据题目条件，转向节跨距M ，前轮距D ，轴距L 均已知，则设计梯形转向机构只需要确定连架杆a ，连杆b 和轮与连架杆之间的夹角0α即可。

由于aM b 2cos 0-=α 根据最小转弯半径R=11000，以及公式：)(21sin max M D R L--=α求出m ax α=30.61313．两侧转向轮偏转角之间的理想关系式为了避免在汽车转向时产生的路面对汽车行驶的附加阻力和轮胎过快磨损，要求车轮作纯滚动。

显然只有在车轮轴线交于O 点才能实现。

此时的α和β满足以下关系式：LM +=βαcot cot 为此要精心地确定转向梯形机构的参数。

实际设计中，所有汽车的转向梯形都只能设计得再一定的车轮偏转角范围内，使两侧车轮偏转角的关系大体上接近于理想关系。

4．转向传动机构的优化设计4.1 传动机构连架杆与车轮轴线夹角0α的确定根据经验公式：︒±=5)34arctan(0ML α 带入数据得 0α=67.4161︒～77.4161︒，初步设计取的是72︒。

4.2 理论曲线与实际曲线焦点位置的确定以及连架杆a 的确定根据经验得交点一般发生在0.8m ax α～0.95m ax α=24.49°～29.0824°之间，实验中取α=26︒。

此时实际理论ββ==)tan tan arctan(ααM L L -=32.728°，带入实际公式，则可以确定连架杆a 值。

汽车转向梯形的优化设计

齿轮齿条式转向梯形的优化设计学院：车辆与能源学院专业：2012级车辆工程学号：S12085234009姓名：刘建霞日期：2014年4月15日齿轮齿条式转向器(如图1）具有结构简单紧凑,制造工艺简便等优点，不仅适用于整体式前轴也适用于前轮采用独立悬架的断开式前轴,目前被广泛地用于轿车、轻型客货车、微型汽车等车辆上。

与该转向器相匹配的转向梯形机构与传统的整体式转向梯形机构相比有其特殊之处，下面举一实例加以说明.图1 齿轮齿条式转向梯形机构运动实体模型题目:已知某微型汽车(如图2所示）各参数如下:1274.24K mm =，0()=2.5β主销后倾角，L(轴距)=2340mm ，=mm r （车轮滚动半径）266，=oy B y 梯形臂球头销中心的（）42坐标.12mm ，由最小转弯半径得最大外轮转角为28o ，许用齿条行程[]62.3S mm =，选用参数624M mm =,试设计转向传动机构。

要求：（1)用优化方法设计此转向梯形传动机构。

(2）优化后校验,压力角40o α≤。

（3）计算出l 1长度,齿条左右移动最大距离。

图2 齿轮齿条转向梯形机构一建模由转向基本要求可知，在不计轮胎侧偏时，实现转向轮纯滚动、无侧滑转向的条件是内、外轮转角符合Arckerman 理想转角关系:cot cot /O i k L θθ-=,如图3所示.图3 理想的内外轮转角关系（1)设计变量：选取变量 1(,,)X l h γ=图4 外轮一侧杆系运动情况由图4内外轮转角的关系得：221o 21o l cos(r )l [sin()h]2K M S l r θθ-=-+-+-(1） S M K h 22arctan +-=ϕ （2）221222221)2(2)2(arccos h S M K l l h S M K l ++--++-+=γ （3) i r θφγ=-- （4)联立上式可得o ()i g θθ=的函数关系式.对于给定的汽车和选定的转向器,转向梯形机构有横拉杆长l 1和梯形臂长m 两个设计变量。

汽车转向梯形的优化设计

齿轮齿条式转向梯形的优化设计学院：车辆与能源学院专业：2012级车辆工程学号：S12085234009姓名：刘建霞日期：2014年4月15日齿轮齿条式转向器（如图1）具有结构简单紧凑，制造工艺简便等优点，不仅适用于整体式前轴也适用于前轮采用独立悬架的断开式前轴，目前被广泛地用于轿车、轻型客货车、微型汽车等车辆上。

与该转向器相匹配的转向梯形机构与传统的整体式转向梯形机构相比有其特殊之处，下面举一实例加以说明。

图1 齿轮齿条式转向梯形机构运动实体模型题目：已知某微型汽车（如图2所示）各参数如下：1274.24K mm =，0()=2.5β主销后倾角，L(轴距)=2340mm ，=mm r （车轮滚动半径）266，=oy B y 梯形臂球头销中心的（）42坐标.12mm ，由最小转弯半径得最大外轮转角为28o ，许用齿条行程[]62.3S mm =,选用参数624M mm =，试设计转向传动机构。

要求：（1）用优化方法设计此转向梯形传动机构。

（2）优化后校验，压力角40o α≤。

（3）计算出l 1长度，齿条左右移动最大距离。

图2 齿轮齿条转向梯形机构一建模由转向基本要求可知，在不计轮胎侧偏时，实现转向轮纯滚动、无侧滑转向的条件是内、外轮转角符合Arckerman 理想转角关系：cot cot /O i k L θθ-=，如图3所示。

图3 理想的内外轮转角关系（1）设计变量：选取变量 1(,,)X l h γ=图4 外轮一侧杆系运动情况由图4内外轮转角的关系得：221o 21o l cos(r )l [sin()h]2K M S l r θθ-=-+-+-SM K h22arctan+-=ϕ (2)221222221)2(2)2(arccoshS M K l l h S M K l ++--++-+=γ (3) i r θφγ=-- (4)联立上式可得o ()i g θθ=的函数关系式。

对于给定的汽车和选定的转向器，转向梯形机构有横拉杆长l 1和梯形臂长m 两个设计变量。

转向梯形机构设计报告

采用齿轮齿条式转向器的转向梯形机构优化设计报告指导老师：***学生：黄志宇学号：********专业班级：车辆工程04班重庆大学方程式赛车创新实践班二〇一七年二月赛车转向系统是关系到赛车性能的主要系统，它是用来改变或恢复汽车行驶方向的系统的总称，通常，车手通过转向系统使转向轮偏转一定角度实现行驶方向改变。

赛车转向系统一股由方向盘、快拆、转向轴、转向柱、万向节、转向器、转向拉杆、梯形臂等部分组成。

其中，方向盘用于输入转向角度，快拆用于快速分离方向盘与转向柱，转向柱、转向轴、万向节共同将方向盘输入角度传递到转向器，转向器通过内部传动副机构将旋转运动转化为转向拉杆的直线运动，转向拉杆与梯形臂作用于转向节，实现车轮转向。

图1展示了转向系梯形结构，图2展示了赛车转向系统构成。

图1转向梯形机构图2赛车转向系统构成由于大赛组委会规则里面明确规定不允许使用线控或者电动转向，考虑到在赛车转向系统布置空间有限，且有严格的成本限制，以及轻量化的赛车设计目标，将赛车转向器范围限定机械式转向器。

目前，国内外的大多数方程式赛车采用齿轮齿条式转向器和断开式转向梯形结构。

●齿轮齿条式转向器齿轮齿条式转向器的传动副为齿轮齿条，其中，齿轮多与转向柱做成一体，齿条多与转向横拉杆直接连接，连接点即为断开点位置。

根据输出位置不同，分为两端输出式和中间输出式。

其主要优点是：结构简单，体积小，易于设计制作；转向器可选材料多样，壳体可选用招合金，质量轻；传动效率较高；容易实现调隙，当齿轮齿条或者齿条与壳体之间产生间隙时，可以通过安装在齿条背部的挤压力可调的弹簧来消除间隙；转向角度大，制造成本低。

其主要缺点是：传动副釆用齿轮齿条，正效率非常髙的同时，逆效率非常高，可以到达当汽车在颠簸路面上行驶时，路感反馈强烈，来自路面的反冲力很容易传递到方向盘；转向力矩大，驾驶员操纵费力，对方向盘的反冲容易造成驾驶员精神紧张，过度疲劳。

●断开式转向梯形结构根据转向器和梯形的布置位置的不同，断开式转向梯形又分为四类，分别为：转向器前置梯形前置，转向器后置梯形后置，转向器前置梯形后置，转向节后置梯形前置。

整体式转向梯形机构的优化设计

整体式转向梯形机构的优化设计随着机械设备的不断发展，对于机构的优化设计也变得越来越重要。

其中，整体式转向梯形机构是一种常见的机构类型，它在工业领域中具有重要的应用价值。

本文将探讨整体式转向梯形机构的优化设计。

整体式转向梯形机构是一种通过摆动约束框架来实现转向功能的机构。

目前，其主要应用领域为车辆转向系统。

通常情况下，该机构由主动轮、从动轮、转向架以及梯形连杆等部件组成。

其中，主动轮和从动轮通过梯形连杆相互连接，转向架则通过约束框架连接至主动轮和从动轮上，以实现车轮的转向功能。

整体式转向梯形机构的优化设计主要从以下几个方面展开：首先，对于梯形连杆的设计要求。

梯形连杆是整个机构的核心部件，其尺寸和形状对机构的性能起着至关重要的作用。

因此，在进行设计时，应根据机构的具体使用环境和转向要求，合理确定梯形连杆的尺寸和形状，以保证机构的工作稳定性和可靠性。

其次，对于转向架的设计要求。

转向架主要起到连接主动轮和从动轮的作用。

在优化设计中，应考虑到转向架的稳定性、刚度以及连接方式等因素，以确保转向架的性能达到要求。

再次，对于摆动约束框架的设计要求。

摆动约束框架用于约束转向架的转向运动，使车轮能够良好的适应路面的起伏和承受各种路况下的压力。

因此，在设计时，应考虑到摆动约束框架所承受的载荷和力矩的大小，以提高机构的适应性和稳定性。

最后，对于轮胎的选择要求。

整体式转向梯形机构的性能也受到轮胎的影响，因此，在进行优化设计时，应选择具有优良性能的轮胎，以提高车辆的使用寿命和行驶安全性。

综上所述，整体式转向梯形机构的优化设计应从多个方面展开，在具体应用中，根据不同情况灵活调整优化方案。

相信通过更加精细的优化，整体式转向梯形机构将能更好地满足工业生产和社会发展的需求，为推动机械设备的高质量发展做出更大的贡献。

数据分析是对大量数据进行分析和解释的过程，以发现潜在的模式、预测趋势或寻找关联性。

在现代社会，数据分析已经成为各个领域的重要部分。