【正文】 ....................................................... 7 轉向系傳動比 .......................................................... 7 力傳動比與轉向 系 角 傳動比的關系 .................. 7 轉向器角傳動比的選擇 .......................................... 8 三、設計內容 ......................................................................... 8 四、設計結構分析 ................................................................ 11 五、 轉向梯形機構優(yōu)化 ........................................................ 11 引 言 改革開放以來，中國的汽車工業(yè)有著飛速的發(fā)展，據(jù)中國汽車工業(yè)協(xié)會統(tǒng)計，截至 2021 年 10 月底，轎車累計銷量超過 300 萬輛，達到 304 萬輛，同比增長40%。 這樣 ,整個車身就能繞 P點轉動 ,使四個輪子都能與地面形成純滾動 ,以減少輪胎的磨損 .因此 ,根據(jù)不同的轉彎半徑 R(汽車轉向行駛時 ,各車輪運行軌跡中最外側車輪滾出的圓周半徑 ),要求左右兩輪軸線 (AB、 CD)分別轉過不同的角度 a和β，其關系如下 : 如附圖 32 所示為汽車右拐時： tanα ＝ L/(RdB) tanβ ＝ L/(Rd) 所以 a和β的函數(shù)關系為： cotβ cotα = B / L 同理 ,當汽車左拐時 ,由于對稱性 ,有 cotα cotβ = B / L,故轉向機構 ABCD的設計應盡量滿足以上轉角要求 . 附圖 32 設計數(shù)據(jù)與要求 設計數(shù)據(jù)見附表 18，要求汽車沿直線行駛時 ,鉸鏈四桿機構左右對稱 ,以保證左右轉彎時具有相同的特性 .該轉向機構為等腰梯形雙搖桿機構 ,設計此鉸鏈四桿機構 . 附表 18 設計數(shù)據(jù) 參數(shù) 軸距 輪距 最小轉彎 半徑 銷軸到車輪中 心的距離 符號 L B Rmin d 單位 Mm mm mm mm 型 號 途樂GRX 2900 1605 6100 400 途樂 2900 1555 6100 400 尼桑公爵 2800 1500 5500 500 設計任務 1)、根據(jù)轉彎半徑 R min 和 R max=∞ (直線行駛 ),求出理論上要求的轉角α和β的對應值。其中轉向器是將操縱機構的旋轉運動轉變?yōu)閭鲃訖C構的直線運動 (嚴格講是近似直線運動 )的機構，是轉向系的核心部件。 若轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向沉重問題，應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動能力。代入位移方程中。代入位移方程。如上面的設計過程，盡管在無數(shù)種機構中找到了最佳機構，但運動起來誤差依然較大，無法保證前輪兩軸延長線的交點 P能落在后軸上。找出實際值中，與 β理論值最接近的一個。轉向梯形有整體式和斷開式兩種，選擇整體式或斷開式轉向梯形方案與懸架采用何種方案有聯(lián)系。 時的最小轉動角γ min。 令 β = 176。 傳動比變化特性 轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比 0?i 和轉向系的力傳動比 iP。 時的最小轉動角γ min。 一、 題目：汽車前輪轉向機構 設計題目 汽車的前輪轉向，是通過等腰梯形機構 ABCD 驅使前輪轉動來實現(xiàn)的。汽車轉向系也隨著汽車工業(yè)的發(fā)展歷經了長時間的演變。 ，β 0 =77176。 轉向傳動機構和懸架導 向裝置共同工作時，由于運動不協(xié)