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： xx2010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部分组成。
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，可视为已知。
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的确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为外偏转角的最佳范围值，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23.86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。
用C++程序实现编程，代码如下。
double F1(double a,double i)//方程1{double m=0.01;double n=atan(1/(1/tan(m)-M/L));double f;f=cos(m+i)+cos(n-i)-(a/M)*cos(n-m-2*i)-2*cos(i)+2*a*cos(i)*cos(i) /M-a/M;return f;}double F2(double a,double i)//方程2{double m=0.446;double n=atan(1/(1/tan(m)-M/L));double f;f=cos(m+i)+cos(n-i)-(a/M)*cos(n-m-2*i)-2*cos(i)+2*a*cos(i)*cos(i) /M-a/M;return f;}double SolveF(double a,double i)//最速下降法的目标函数{double f=F1(a,i)*F1(a,i)+F2(a,i)*F2(a,i);return f;}double Caculate(double t1)//最速下降法求解方程1与方程2的方程组{double ff[2],t2=0.8;double f=1;while(f>e){double ei,FF;ff[0]=(SolveF((t1+h*t1),t2)-SolveF(t1,t2))/(t1*h);ff[1]=(SolveF(t1,(t2+h*t2))-SolveF(t1,t2))/(t2*h);FF=ff[0]*ff[0]+ff[1]*ff[1];ei=SolveF(t1,t2)/FF;t1=t1-ei*ff[0];t2=t2-ei*ff[1];f=SolveF(t1,t2);}return t2;}二、设计误差分析根据转向梯形机构主参数的设计值计算出内转向轮的实际偏转角，再通过无侧滑状态下的理想转角的比较，可进行转向梯形机构的误差分析。
内转向轮的实际偏转角βm1.根据已确定的转向梯形机构尺寸，由下式确定转向轮的实际偏转角为βm=2arctan A±√A2+B2−C2B+C−β0式中A=sin (α+α0)B=cos (α+α0)−M/aC=2a 2−b2+M22a−Mcos (α+α0)a2.内转向轮的理想偏转角β内侧转向轮无侧滑时的理想偏转角：β=arctan(cotα−Ma)3.内转向轮偏转角误差Δβ=β− βm=arctan(cotα−Ma )−2arctan A±√A2+B2−C2B+C−α0+180C++程序代码如下double beta(double a,double i,double m)//计算误差的函数{double A=sin(m+i);double B=cos(m+i)-M/a;double b=M-2*a*cos(i);double C=(2*a*a-b*b+M*M)/(2*a*a)-M*cos(m+i)/a;double Bm=2*atan((A-sqrt(A*A+B*B-C*C))/(B+C))+i-pi;double beta=atan(1/(1/tan(m)-M/L))-Bm;if(beta<0)beta=-beta;return beta;}double min(double a,double i)//求最大误差的函数{double min=0;for(int j=0;j<120;j++){if(beta(a,i,j*pi/900)>min){min=beta(a,i,j*pi/900);}}return min;}设计结果：设计方法有两种：最速下降法求解和直接搜索法。
直接搜索法利用计算机，选择a和α0的值计算误差，比较从而得出误差最小的a和α0。
最后C++程序如下：#include<iostream>#include<cmath>using namespace std;const double M=1022,L=1780,e=10E-5,h=10E-5,pi=3.141592;double F1(double a,double i)//方程1{double m=0.01;double n=atan(1/(1/tan(m)-M/L));double f;f=cos(m+i)+cos(n-i)-(a/M)*cos(n-m-2*i)-2*cos(i)+2*a*cos(i)*cos(i) /M-a/M;return f;}double F2(double a,double i)//方程2{double m=0.446;double n=atan(1/(1/tan(m)-M/L));double f;f=cos(m+i)+cos(n-i)-(a/M)*cos(n-m-2*i)-2*cos(i)+2*a*cos(i)*cos(i) /M-a/M;return f;}double SolveF(double a,double i){double f=F1(a,i)*F1(a,i)+F2(a,i)*F2(a,i);return f;}double Caculate(double t1)//最速下降法求解方程1与方程2的方程组{double ff[2],t2=0.8;double f=1;while(f>e){double ei,FF;ff[0]=(SolveF((t1+h*t1),t2)-SolveF(t1,t2))/(t1*h);ff[1]=(SolveF(t1,(t2+h*t2))-SolveF(t1,t2))/(t2*h);FF=ff[0]*ff[0]+ff[1]*ff[1];ei=SolveF(t1,t2)/FF;t1=t1-ei*ff[0];t2=t2-ei*ff[1];f=SolveF(t1,t2);}return t2;}double beta(double a,double i,double m)//计算误差的函数{double A=sin(m+i);double B=cos(m+i)-M/a;double b=M-2*a*cos(i);double C=(2*a*a-b*b+M*M)/(2*a*a)-M*cos(m+i)/a;double Bm=2*atan((A-sqrt(A*A+B*B-C*C))/(B+C))+i-pi;double beta=atan(1/(1/tan(m)-M/L))-Bm;if(beta<0)beta=-beta;return beta;}double min(double a,double i)//求最大误差的函数{double min=0;for(int j=0;j<120;j++){if(beta(a,i,j*pi/900)>min){min=beta(a,i,j*pi/900);}}return min;}int main(){double max=2;double a,a0;//采用最速下降法求解。
max=min(150,Caculate(150));//a的值取150。
a=150;a0=Caculate(150)*180/pi;cout<<"采用最速下降法:"<<endl;cout<<"a="<<a<<"毫米"<<endl;cout<<"a0="<<a0<<"度"<<endl;cout<<"最大误差:"<<max*180/pi<<"度"<<endl;cout<<"-------------------------"<<endl;cout<<"-------------------------"<<endl;//采用直接搜索法，寻求最优解。
max=2;for(int i=100;i<250;i++){for(int j=1;j<101;j++){if(min(i,(65+0.1*j)*pi/180)<max){max=min(i,(68+0.1*j)*pi/180);a=i;a0=(68+0.1*j);}}}cout<<"采用直接搜索法:"<<endl;cout<<"a="<<a<<"毫米"<<endl;cout<<"a0="<<a0<<"度"<<endl;cout<<"最大误差:"<<max*180/pi<<"度"<<endl;int b;cin>>b;return 0;}计算结果如下：最后选取a=197；α0=68.1，其最大误差为0.36度。
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。
汽车转向梯形优化设计
转向梯形的优化设计1.转向梯形机构概述 (3)2.整体式转向梯形结构方案分析 (3)3.整体式转向梯形机构优化分析 (4)4.整体式转向梯形程序编写 (7)5.转动传动机构强度计算 (12)6.转向梯形的优化结果 (13)7.转向梯形结构设计图形 (13)8.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佳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。
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。
二、整体式转向梯形结构方案分析图5.1 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5.1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。
三、整体式转向梯形机构优化分析汽车转向行驶时，受弹性轮胎侧偏角的影响，所有车轮不是绕位于后轴沿长线上的点滚动，而是绕位于前轴和后轴之间的汽车内侧某一点滚动。
汽车转向梯形机构最佳方案的设计
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。
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。
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三大参数定义汽车转向梯形机构是现代汽车生产中用于转向控制的一种重要机构，其设计中有三大关键参数需要定义，分别是梯形臂长度、中心距和转向角。
首先，梯形臂长度是指梯形机构两个臂的长度差，它的大小直接关系到车辆的转向灵活性和稳定性。
一般来说，梯形臂长度越大，转向灵活性越高，但车辆稳定性可能会受到影响。
在设计中，需要根据车身尺寸和转向要求来确定梯形臂长度。
其次，中心距是指车轮中心到转向梯形机构中心的距离，也是一个重要的参数。
中心距的大小决定了车辆转向半径，过大过小都会影响到车辆的稳定性。
因此，在设计中需要根据车轮轴距和转向灵活性要求来确定中心距。
最后，转向角是指车轮转动一定角度时，转向臂的角度变化。
转向角大小决定了车轮的转向范围，也是影响车辆稳定性的重要因素。
需要在设计中考虑车辆的转向要求来确定转向角大小。
综上所述，梯形臂长度、中心距和转向角是汽车转向梯形机构设计中三大关键参数，需要针对车身尺寸、转向灵活性和稳定性要求来进行定义和计算。
只有合理的参数设计，才能保证汽车在不同路况下的安全性和舒适性。
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。
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。
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。
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。
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。