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面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α应大于外侧车轮的转角β。当车轮被视为绝对刚体的假设条件下，左右转向轮转角α和β应满足Ackermann转向几何学要求，如式（1）所示。
LBcotcot (1)
其中：
α－内侧转向轮转角；
β－外侧转向轮转角；
B－两侧主销轴线与地面相交点之间的距离；
L－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）。
0tanarctan1tanBL （2）
同理，当汽车右转向时，Ackermann转角关系如式（3）所示。
LBcotcot （3）
根据式（3）可得理想的右轮转角，如式4所示。
0tanarctan1tanBL （4）
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。 v B
L R
图1 汽车转向示意图
图2 由齿轮齿条转向机驱动的断开式转向梯形机构
图中：
1L－转向机齿条左右球铰中心的距离；
2L－左右横拉杆的长度；
3L－左右转向节臂的长度；
wL－车轮中心至转向主销的距离；
1S－转向齿条从中心位置向左的位移量；
2S－转向齿条从中心位置向左的位移量；
y－转向齿条左右球铰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；
0S－直线行驶时，转向齿条左球铰中心和左转向主销的水平距离；
0－转向节臂与汽车纵轴线的夹角。
运用余弦定理和三角函数变换公式，经推导可得：
222223coscos()2()CySABCAOBBOYLSy
A点的坐标值为：
222222222222()2()CSyABCBXaySCySABCYayS
其中：
32ALS，32BLy，222223CLLyS；
S－表示转向齿条左球铰中心和左转向主销中心的实际距离，
对于直线行驶时，0SS；
转向时，对于左转向轮：0SSS
右转向轮：0SSS。
由此得到左转向轮转角随齿条运动的方程，如式（5）所示；右转向轮如式（6）所示。
当A点位于O点的左侧——即Xa>2B时：
22211110223arccos2()CySABCLyS
（5a）
当A点位于O点的右侧——即Xa>2B时： 22211110223{arccos}2()CySABCLyS （5b）
当A点位于O点的左侧——即Xa>2B时：
22222220223{arccos}2()CySABCLyS
（6a）
当A点位于O点的右侧——即Xa>2B时：
2222022202230(){arccos}2[()]CySSABCLySS （6b）
2. 优化目标函数和约束条件的确定
优化目标函数的确定
由于现有的转向梯形机构并不能够完全满足Ackermann转向几何学要求，实际上只能在一定的车轮转角范围内，使两侧车轮偏转角的关系大体上接近于理想关系。同时，Matlab软件中提供了非线性规划的相关优化函数，因此，本着最大限度地逼近理想的阿克曼转角的原则，我们采用离散化方法，给出了优化设计目标函数为：
201()niF
其中：
－右侧转向轮的实际转角；
0－右侧转向轮的理想转角；
n －取值次数。
当F取得最小值时，即车轮实际转角与理想值最为接近，优化结果最为理想。
优化约束条件的确定
对于一般汽车，其方向盘最大行程大约为540（约三圈），轿车的转向系统传动比大约为12~20，转向轮最大转角约为27~45。依据该轿车设计要求，其转向轮最大转角设计为35左右，而齿条的行程为70mm。由于横拉杆和转向节臂之间主要是传递力的作用关系，因此，在传动过程中，两杆之间应该尽可能地保持小的压力角，以保证两杆间压力角在规定的范围内。
根据该轮边驱动电动车的布置尺寸和上述设计基本要求，确定各优化变量的取值范围为：
023[250,330];[300,390];[100,130];[60,0]SLLy
原车转向梯形尺寸设为设计变量的初值：
0280Smm，2350Lmm ， 3120Lmm，50ymm
3. 优化结果及验证
优化结果分析
利用非线性最小二乘法对该转向梯形进行优化，优化结果如下：
023296.7;333.3;129.9;52.7SLLy
车辆优化前后的理想和实际的汽车内外车轮转角的关系曲线如图3所示。从图中可以看出，对于原转向梯形机构，当左轮转角超出1010（负号表示右转弯）范围后，实际转角与理想值既已产生偏差，左侧车轮转角为20时的偏差已达0.81，而在最大转角处的偏差为0.875，相对误差为2.84%；而优化后的转向梯形机构，当左侧车轮转角在2030范围内变化时，实际值与理想值能够很好地相吻合，只有在较大转角时，二者之间才产生了微小偏差，当左侧车轮转角达到最大时（约40），右侧车轮的实际转角与理想转角之间的差值为0.867，相对误差为2.8417%。在转向轮转角范围内，选取30个点，计算优化目标函数值，对于原转向梯形机构，其函数值为0.0043，而优化后下降为0.0020。
(a) (b)
图3 汽车内外侧车轮转角关系
由于压力角影响着转向过程中的动力传递效率，优化后的转向梯形的转向节臂与转向横拉杆之间的压力角1的变化曲线如图4所示。从图中可以看出，该压力角在车轮转角的大部分变化范围内都保持较小值，即较高的传动效率，只有当左侧（或右侧）车轮达到或者接近于左转（或右转）时的极限转角时，压力角才比较大，由于汽车进行极限转向的频率比较低，因此，优化结果可行。
图41变化曲线 图52变化曲线 图6转向系传动比变化曲线
转向横拉杆与转向齿条之间的压力角2变化如图5所示。从图中可以看出，在整个车轮转角范围内，该压力角都保持了很小的值，即很高的传动效率，因此，优化结果可行。
虚拟样机试验验证分析
建立该车辆转向系统的虚拟样机模型，系统尺寸、位置参数采用优化后的参数，虚拟仿真试验结果如图3～5中的虚拟样机试验。虚拟样机试验验证了优化结果的有效性。
大学生方程式赛车转向梯形设计与优化
大学生方程式赛车转向梯形设计与优化
邵非;李传昌;徐华源
【摘 要】转向系统是汽车的一个重要组成部分,转向系统的性能会直接影响到方程式赛车的动态特性.基于断开式转向梯形机构的分析研究,以转向梯形底角和梯形臂长为设计变量,对转向梯形机构进行优化设计,使其趋于平行阿克曼几何,实现车辆转向系统性能和效率的提升.优化设计的结果能为方程式赛车转向系统的设计和改进提供参考.
【期刊名称】《上海工程技术大学学报》
【年(卷),期】2018(032)001
【总页数】6页(P58-63)
【关键词】转向系统;断开式转向梯形;阿克曼几何
【作 者】邵非;李传昌;徐华源
【作者单位】上海工程技术大学 汽车工程学院,上海 201620;上海工程技术大学 汽车工程学院,上海 201620;上海工程技术大学 汽车工程学院,上海 201620
【正文语种】中 文
【中图分类】U463.4
与普通车道相比,赛车车道具有许多大直径弯道,方程式赛车需要在行驶过程中快速、稳定地通过各种弯道,与普通车辆相比方程式赛车对于转向系统设计要求有着明显的差别.合理的转向梯形能够提升整车的性能,在一定程度上提升车辆的行驶表现.因而方程式赛车转向梯形设计在整个转向系统的设计中显得尤为重要[1].
1 方程式赛车转向梯形布置方案
方程式赛车转向系统主要包括:方向盘、方向盘快拆器、转向柱总成、双万向节、转向传动柱、转向器和转向横拉杆等,如图1所示.
方程式赛车转向机构采用齿轮齿条式转向形式,其布置按照以下原则:转向器布置在前轴之后,后置梯形设计;要保证汽车具有较好的灵敏性,转弯时减少车轮的侧滑,减轻转向盘上的反冲力;转向传动装置及拉杆系统要有足够的刚度、强度要求;同时在整个转向过程中不能出现摩擦现象,拉杆之间不能出现死角,在转向过程中传动比的变化应尽量小[1-2].
1—方向盘;2—转向柱总成;3—花键连接部件;4—双万向节;5—转向传动柱;6—转向器;7—转向横拉杆;8—鱼眼球头销;9—方向盘快拆器.图1 转向系统结构图Fig.1
转向梯形图解
转向发飘 往往是由行驶中前轮“摆状”引起的。当车辆行驶达到某一高速时，出现转向盘发抖或摆振的原因有：垫补轮胎或轮辋修补造成前轮总成动平衡被破坏；传动轴总成有零件松动，传动轴总成动平衡被破坏；减振器失效；钢板弹簧钢度不一致；转向系机件磨损松旷等。
摘要 介绍几种简单实用的车辆转向梯形结构的图解解析设计法。通过事先设定内、外转向轮实际特性曲线与理论特性的交点位置来控制转角偏差的方法，选择转向梯形机构参数，可以大大减少图次数，提高工作效率，减小转角误差。
关键词：转向 梯形机构 解析 图解
1 引言
轮式车辆一般都是依靠转向车轮偏转一个角度来实现转弯或曲线行驶。转向是的基本要求是保证所有车轮滚动而不发生滑动，这一要求通常由平面四杆机构来达到。传统的设计都采用图解转向梯形的方法。这种方法需要按经验数据选择机构的几何参数，然后作图校核该梯形机构在运动过程中转向轮的转角偏差是否大于允许偏差，若大于允许偏差，则重新选择或调整几何参数，再校核图，直至转角偏转小于允许偏差为止。这实际上是一种试凑的方法，带有较大的盲目性，工作量大。随着计算机的发展，解析法得到了较好的应用，但是传统的图解法仍有它直观、方便的优点，因此仍然被工程设计人员广泛采用。本文介绍一种简单高效且实用的图解解析设计法，可以大大减少作图校核的次数，提高工作效率。
2 转向理论特性
机动车辆或装卸搬运车辆的转向大多采用双轴线式转向方式，见图1。为了满足纯滚动条件，转向时所有车轮必须以不同的半径围绕同一转向中心滚动，各个车轮的轴线交于瞬时转向中心O点。虽然两个转向轮偏转的角度不同，但是两个转角之间应满足下列几何关系：
ctg?-ctga=M/L （1） 式中 ?-外轮转角 a-内轮转角 M-转向轴两主销中心距 L-车辆前后轴轴距
为了满足运动学上的这一几何关系，一般都是通过设计转向梯形机构来实现的。式（1）称为转向理论特性。
汽车转向器设计及应用毕业论文
WORD版本 . 汽车转向器设计及应用毕业论文
目 录
插图清单………………………………………………………………………………………………………….3
表格清单……………………………………………………………………………………………………...…..3
摘 要 ......................................................................4
Abstract ....................................................................5
第一章 绪论 .................................................................6
1.1 汽车转向器的功能及重要性 .............................................6
1.2 汽车转向器的主要性能参数 .............................................6
1.2.1转向器的效率 .........................................................6
2.2.2传动比的变化特性 .....................................................7
2.2.3转向盘自由行程 .......................................................9
1.4 汽车转向器的工作原理 .................................................10
1.4.1 动力转向系统的工作原理 ............................................10
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）
工程车辆双横臂式独立悬架断开式转向桥优化设计
・机械研究与应用・２０１２年第５期（总第１２１期） 设计与制造
工程车辆双横臂式独立悬架断开式转向桥优化设计
董文亮 （甘肃畜牧工程职业技术学院车辆工程系，甘肃武威７３３００６）
摘要：以某型超宽、超重型工程车辆为研究对象，应用ＡＤＡＭＳ仿真软件，建立了该工程车辆前悬架及转向系统虚拟 样机模型，以轮胎上下跳极限位时的主销转角为优化目标，对转向桥断开点进行ＤＯＥ分析。通过计算实例， 使转向车轮实际转角接近理论转角，转向梯形机构有较大的传动角，给出了求解双横臂式独立悬架转向梯形 断开点以及转向梯形的设计、计算方法。 关键词：双横臂式独立悬架；断开式转向桥；优化设计 中图分类号：ＴＨ１２２ 文献标识码：Ａ 文章编号：１００７—４４１４（２０１２）０５—００７５—０２ Ｔｈｅ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ ｔｈｅ ｄｏｕｂｌｅ ｗｉｓｈｂｏｎｅ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ａｎｄ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ ｉｎ ｍｉｎｉｎｇ ｖｅｈｉｃｌｅｓ Ｄｏｎｇ Ｗｅｎ—ｌｉａｎｇ （Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ ｖｅｈｉｃｌｅ ｅｎｇｉｅｅｒｉｎｇ，Ｇａｎｓｕ ｐｏｌｙｔｅｃｈｎｉｃ ｃｏｌｌｅｇｅ ｏｆ ａｎｉｍａｌ ｈｕｓｂａｎｄｒｙ＆ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｗｕｗｅｉ Ｇａｎｓｕ ７３３００６，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｉｎ ｔｈｉｓ ａｒｔｉｃｌｅ，ｔｈｅ ｆｒｏｎｔ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ａｎｄ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ ｖｉｒｔｕａｌ ｐｒｏｔｏｔｙｐｅ ｉｓ ｂｕｉｌｔ ｆｏｒ ｔｈｅ ｍｉｎｉｎｇ ｖｅｈｉｃｌｅｓ ｗｉｔｈ ＡＤ— ＡＭＳ．Ｔｏ ｍｉｎｉｍｉｚｅ ｔｈｅ ａｎｇｌｅ ｏｆ ｋｉｎｇｐｉｎ ｗｈｅｎ ｔｈｅ ｔｉｒｅｓ ｇｏ ｕｐｗａｒｄ ａｎｄ ｄｏｗｎｗａｒｄ，ｔｈｅｒｅ ｉｓ ａ ｄｅｓｉｇｎ ｏｆ ｅｘｐｅｒｉｍｅｎｔ ａｂｏｕｔ ｔｈｅ ｂｒｅａｋ－ｏｆｆ ｐｏｉｎｔ ｂｅｔｗｅｅｎ ｔｈｅ ｌｉｎｋｓ．Ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ｍｉｎｉｎｇ ｖｅｈｉｃｌｅｓ，ｉｔ ｐｒｏｖｅｓ ｔｈａｔ ｔｈｅ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ ｄｏｕｂｌｅ ｗｉｓｈｂｏｎｅ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ ａｎｄ ｓｔｅｅｒｉｎｇ ｓｙｓｔｅｍ ｉｓ ｕｓｅｆｕ１．Ｔｈｅ ａｃｔｕａｌ ａｎｇｌｅ ｏｆ ｔｈｅ ｔｉｒｅ ｉｓ ｍｕｃｈ ｃｌｏｓｅｒ ｔｏ ｔｈｅ ａｎｇｌｅ ｃｏｍｐｕｔｅｄ ｂｙ ａｃｋｅｒｍａｎ ｆｏｒｍｕｌａ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｄｏｕｂｌｅ—ｗｉｓｈｂｏｎｅ ｓｕｓｐｅｎｓｉｏｎ；ｂｒｅａｋ－ｏｆｆ ｐｏｉｎｔ；ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ
转向梯形应用简析
Ｔ蔷 胛ｕ
转向梯形应用简析
张习泉 （成都市工业职业技术学校汽车工程系。四川成都６１００００）
摘 要转向梯形在汽车操纵系统中起着非常重要的作用，合理的转向角度对保证整车的正常行驶是必要的保证条件。 关键词转向梯形；应用；原理
中图分类号ｉ Ｕ４６ ３ 文献标识码：Ａ 文章编号：１６７１－７ ５９７（２０１ ３）１２－０１１４－０２
１转向梯形作用
在汽车转弯时，保证全车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半径值，保证转向轮有足够大
的转角。它可以使内外车轮在转向时形成不同的转向角。
２转向梯形原理
Ｏ
图１两轴汽车转向轮理想内、外轮转角关系图
图（式）中：Ｏ为瞬时转向中心；Ｄ为转弯直径，０ 为转 向轮外轮转角；０．为转向轮内轮转角；Ｌ为汽车轴距，Ｋ为两
主销中心线延长线到地面交点之间的距离。
ｃ。ｔ ０ ｏ－ＣＯｔ ０ｉ：ＴＫ （１）
转向时内侧车轮的转向角应大于外侧车轮的转向角，能保
证最大限度的减少转向时车轮的横向滑移。
３转向梯形结构
转向梯形有整体式和断开式两种。
０【为车轮转臂；．ｙ为梯形底角；ｍ为梯形臂 图２整体式后置转向梯形示意图
其中，前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形；
断开式转向梯形臂是指转向梯形的横拉杆做成断开的，上海大
众车型均为断开式转向梯形。
不管哪种结构的转向梯形，车辆直线行驶时，横拉杆平行
于前轴，转向时横拉杆不再平行于前轴。
整体式转向梯形和断开式转向梯形分别具有不同的特征与
优劣点。断开式转向梯形的主要特征是它与前轮采用独立悬架 相配合，这就确保了一侧车轮上、下跳动时，不会影响另一侧
车轮，这是断开式转向梯形的一个突出优点。与整体式转向梯
形比较，断开式转向梯形的主要劣势在于：由于断开式转向梯
形的杆系、球头增多，导致其结构复杂，调整前束比较困难；
并且断开式转向梯形的制造成本要高于整体式转向梯形。
悬架系统与转向梯形机构的协调设计
８ 技术纵横 轻型汽车技术２００７（５）总２１３
悬架系统与转向梯形机构的协调设计
许景然ｔ 齐宁ｚ
（１．６３８７０部队装备部通用装备科２．海军９２０７６部队教研室）
摘要 建立了汽车双横臂独立悬架与转向梯形机构的非线性空间运动学模型，在此基础上
提出一种有效的分析方法，通过求解非线性方程组可以获得梯形机构和整个悬架系统及
车轮上的任意一点在空间的运动轨迹，进而探讨了悬架系统与转向梯形机构的协调设计
问题。 ． 关键词：双横臂悬架系统转向梯形机构协调设计
悬架系统与转向梯形机构是空间运动机构，其
运动关系复杂，如何解决两者之间的协调设计是问 题的关键所在，用传统的几何作图法及简单的计算
方法，分析精度有限。本文以断开点位置的选取为切 入点，基于空间分析模型进行运动校核和铰点坐标
计算，利用计算机辅助设计高精度的完成优化设计 工作。
１空间分析模型
Ｚ 接点与车架的连接点（Ｂ点）上。为了分析方便，认 为各构件均为刚体，并忽略各构件之间的间隙ｌｌＪ。
图１中，各点初始位置分别用字母Ａ、 、Ｃ…表
示。其中，Ａ表示主销上球销中心，Ｄ表示主销下球 销中心．，表示转向节臂的球铰中心．Ｐ表示铰点，
绕主销轴线ＡＤ的旋转中心。．，表示断开点位置球 铰中心，Ｏ表示轮心，Ｔ表示参照点， 点位于车轴
中心线轮心Ｏ点外侧ｌＯＯｍｍ处．向量 与车轴中 心线重合。当悬架运动时，各铰点中心移动到新位
置时的各铰点位置，分别用Ａ：、Ｄ：、，２、０：、 表示。
２空间模型求解
①求Ａ：
首先考虑上摆臂Ａ点的变化。Ａ点绕枢轴ＢＣ 旋转一个角度 到新位置Ａ：点。根据空间机构运动
学中空间坐标变换原理，可得Ａ：的坐标：
Ａ，＝［Ｒ。】Ａ （１）
Ｆ 其中［Ｒ。】为共原点的旋转矩阵，即
图１前悬架空间几何示意图 图１为双横臂独立悬架导向机构和转向梯形机
构的空间模型。设局部坐标系的原点在上摆臂前铰 ［Ｒ。］＝ ２ ｕ Ｖ
ＵｘｕｙＶ。＋ｕ Ｓ。
汽车转向系统及前桥设计
汽车转向系统及前桥设计
1 / 42
目 录
摘要 ........................................................................................................................................ I
Abstract ................................................................................................................................ II
0文献综述 ............................................................................................................................ 1
0.1转向系统概况 .......................................................................................................... 1
0.2前桥概况 .................................................................................................................. 2
1引言 .................................................................................................................................... 4
两端输出的断开式转向梯形的计算分析
２Ｏ 技术纵横 轻型汽车技术２００２（３）总１５１
两端输出的断开式转向梯形的计算分析
■ 严军华
摘 要
对两端输出的断开式转向梯形进行编程计算，以确定较合理的转向梯形断开点位置，
并讨论其对内、外轮转角和前束变化的影响。
叙词：转向梯形分析计算
１．概 述
两端输出的齿轮齿条工转向器在独立悬架的
轿、客车中已越来越广泛地被采用，由它参与组成的
断开式转向梯形对转向轻便性、灵活性、轮胎的使用
寿命及汽车行驶稳定性和安全性均有不同程度的影
响，故对其进行运动学分析及计算具有一定的积极
意义。
２．左、右转向角关系的理论依据
和转向梯形断开点位置的确定 为确保汽车在转弯时四轮能作纯滚动，左、右轮
转向角应符合阿克曼・扬特理论：
ｃｔｇＯｏ——ｎｇｅｔ—Ｋ／Ｌ
式中 ——外轮转向角
——内轮转向角
Ｋ——主销距
——轴距
这就是在设计转向梯形时，正确处理内、外轮转
角关系的理论依据。但转向梯形的设计是不能与阿
克曼理论完全吻合的，只能是尽可能与理论相接近。
现假设实际的转向梯形如下图１：
Ｋ
一
工
． ｌ
＼．』 一
Ｌ１．
．Ｈ ＿ ．Ｌ。
Ｋ 一梯形内主销距 Ⅳ一转向节臂长 Ｌ。一转向拉杆臂长 Ｑ一内轮转角 Ｑ。～外轮转角 Ｍ一转向拉杆球头跑
图１
经分析整理，此类两端输出断开式转向梯形的内、外轮转向角关系可写出如下关系式：
Ｑｏ一口朋 曹
一口 Ｚ
式中Ｙ ＝ Ｚ１・Ｚ２± Ｚ１・Ｚ１・Ｚ２・Ｚ２一（Ｚ１・Ｚ１＋Ｈ・ ）・（Ｚ２・Ｚ２一日・Ｈ・Ｍ・ ）
Ｈ・Ｈ七Ｍ・Ｍ—Ｌ Ｍ・（Ｚ１・Ｚ１＋Ｈ・ ）
・Ｌ１＋（Ｋ 一Ⅳ）・（Ｋ 一Ⅳ）／４
２Ｍ・Ｈ
・严 华：男，１９６７年生，江苏南亚自动车有限公司产品工程部，工程师。
维普资讯 ２００２（３）总１５１轻型汽车技术 技术纵横 ２１
‘ｙ。一
Ｚｌ一２｛Ｍ・ｓｉｎ（Ｚ３）＋，、
一｛Ｍ・ｓｉｎ（Ｚ３）＋ Ｌ１・Ｌｌ一（ —Ｍ・ｃｏｓ（Ｚ３））・（ —Ｍ・ｃｏｓ（ＺＤ）｝
汽车转向系设计说明书
青岛理工大学汽车与交通学院
1 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：200924265
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
1.1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.
1.2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 0。74MPa
2.转向系分析 青岛理工大学汽车与交通学院
2 2.1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；