轉向系設計ppt課件

1、轉向系設計轉向系設計 本章主要學習：1轉向系的設計要求；2機械式轉向器方案分析 ；3轉向系主要性能參數(shù) ； 4動力轉向機構 ； 5轉向梯形機構方案及整體式轉向梯形 機構優(yōu)化設計。 第一節(jié) 概述 第二節(jié) 機械式轉向器方案分析 第三節(jié) 轉向系主要性能參數(shù) 第四節(jié) 動力轉向機構 第五節(jié) 轉向梯形汽車轉向系的功用：汽車轉向系是用來堅持或者改動汽車行駛方向的機構。在汽車轉向行駛時，保證各轉向輪之間有協(xié)調的轉角關系。 汽車轉向系的方式和組成：汽車轉向機構分為機械轉向和動力轉向兩種方式。機械轉向主要是由轉向盤、轉向器和轉向傳動機構等組成，動力轉向還包括動力系統(tǒng)。機械轉向是依托駕駛員的手力轉動轉向盤，經(jīng)轉向器

2、和轉向傳動機構使轉向輪偏轉。動力轉向是在機械轉向的根底上，加裝動力系統(tǒng)，并借助此系統(tǒng)來減輕駕駛員的手力。動力轉向包括液壓式動力轉向和電控式動力轉向。液壓式動力轉向已在汽車上廣泛運用。近年來，電控動力轉向已得到較快開展。 汽車轉向系動畫演示1汽車轉彎行駛時，全部車輪應繞瞬時轉向中心旋轉。2轉向輪具有自動回正才干。3在行駛形狀下，轉向輪不得產生自振，轉向盤沒有擺動。4轉向傳動機構和懸架導向安裝產生的運動不協(xié)調，應使車 輪產生的擺動最小。5轉向靈敏，最小轉彎直徑小。6支配輕便。 7轉向輪傳給轉向盤的反沖力要盡能夠小。8轉向器和轉向傳動機構中應有間隙調整機構。9轉向系應有能使駕駛員免遭或減輕損傷的防傷

3、安裝。10轉向盤轉動方向與汽車行駛方向的改動相一致。轉向輪的自動回正才干決議于轉向輪的定位參數(shù)和轉向器逆效率的大小。合理確定轉向輪的定位參數(shù)，正確選擇轉向器的方式，可以保證汽車具有良好的自動回正才干。轉向系中設置有轉向減振器時，可以防止轉向輪產生自振，同時又能使傳到轉向盤上的反沖力明顯降低。 為了使汽車具有良好的機動性能，必需使轉向輪有盡能夠大的轉角，其最小轉彎半徑能到達汽車軸距的22.5倍。轉向支配的輕便性通常用轉向時駕駛員作用在轉向盤上的切向力大小和轉向盤轉動圈數(shù)多少兩項目的來評價。 轎車 貨車機械轉向 50100N 250N動力轉向 2050N 120N轎車轉向盤從中間位置轉到第一端的圈

4、數(shù)不得超越2.0圈，貨車那么要求不超越3.0圈。 一、機械式轉向器方案分析 1.齒輪齒條式 齒輪齒條式轉向器的主要優(yōu)點是：構造簡單、緊湊、體積小、質量輕；傳動效率高達90%；可自動消除齒間間隙(圖7-1所示)；沒有轉向搖臂和直拉桿，轉向輪轉角可以增大；制造本錢低。 齒輪齒條式轉向器的主要缺陷是：逆效率高60%70%。因此，汽車在不平路面上行駛時，發(fā)生在轉向輪與路面之間的沖擊力，大部分能傳至轉向盤。 圖7-1 自動消除間隙安裝 根據(jù)機械式轉向器構造特點 齒輪齒條式轉向器循環(huán)球式轉向器蝸桿滾輪式轉向器蝸桿指銷式轉向器等 采用側面輸入、中間輸出方案時，由于拉桿長度添加，車輪上、下跳動時位桿擺角減小，

5、有利于減少車輪上、下跳動時轉向系與懸架系的運動干涉。而采用兩側輸出方案時，容易與懸架系統(tǒng)導向機構產生運動干涉。 側面輸入、一端輸出的齒輪齒條式轉向器，常用在平頭微型貨車上。 采用斜齒圓柱齒輪與斜齒齒條嚙合的齒輪齒條式轉向器，重合度添加，運轉平穩(wěn)，沖擊與任務噪聲均下降。 圖7-2 齒輪齒條式轉向器的四種方式 齒條斷面外形有圓形、V形和Y形三種。圓形斷面齒條制造工藝比較簡單。V形和Y形斷面齒條與圓形斷面比較，耗費的資料少，故質量小。 齒輪齒條式轉向器廣泛運用于微型、普通級、中級和中高級轎車上。裝載量不大、前輪采用獨立懸架的貨車和客車也用齒輪齒條式轉向器。 圖7-3 齒輪齒條式轉向器的四種布置方式

6、循環(huán)球式轉向器由螺桿和螺母共同構成的螺旋槽內裝有鋼球構成的傳動副，以及螺母上齒條與搖臂軸上齒扇構成的傳動副組成，如圖7-4所示。循環(huán)球式轉向器的優(yōu)點是：傳動效率可到達75%85%；轉向器的傳動比可以變化；任務平穩(wěn)可靠；齒條和齒扇之間的間隙調整容易；適宜用來做整體式動力轉向器。 循環(huán)球式轉向器的主要缺陷是：逆效率高，構造復雜，制造困難，制造精度要求高。循環(huán)球式轉向器主要用于貨車和客車上。 圖7-4 循環(huán)球式轉向器 圖7-5 循環(huán)球式轉向器的間隙調整機構 蝸桿滾輪式轉向器由蝸桿和滾輪嚙合而構成。主要優(yōu)點是：構造簡單；制造容易；強度比較高、任務可靠、壽命長；逆效率低。主要缺陷是：正效率低；調整嚙合間

7、隙比較困難；傳動比不能變化。 蝸桿指銷式轉向器有固定銷式和旋轉銷式兩種方式。根據(jù)銷子數(shù)量不同，又有單銷和雙銷之分。蝸桿指銷式轉向器的優(yōu)點是：傳動比可以做成不變的或者變化的；任務面間隙調整容易。固定銷式轉向器的構造簡單、制造容易。但銷子的任務部位磨損快、任務效率低。旋轉銷式轉向器的效率高、磨損慢，但構造復雜。要求搖臂軸有較大的轉角時，應采用雙銷式構造。雙銷式轉向器的構造復雜、尺寸和質量大，并且對兩主銷間的位置精度、螺紋槽的外形及尺寸精度等要求高。此外，傳動比的變化特性和傳動間隙特性的變化受限制。蝸桿滾輪式和蝸桿指銷式轉向器運用較少。 有關資料分析闡明：汽車正面碰撞時，轉向盤、轉向管柱是使駕駛員受

8、傷的主要元件。轉向盤、轉向管柱等有關零件在撞擊是產生塑性變形、彈性變形或是利用摩擦等來吸收沖擊能量，能防止或者減輕駕駛員受傷。在汽車發(fā)生正面碰撞時，轉向傳動軸采用了萬向節(jié)銜接，并且布置合理，便可防止轉向盤向駕駛室內挪動，危及駕駛員平安。如圖7-6所示。圖7-7所示在轎車上運用的防傷平安機構。轉向軸分為兩段，上轉向軸的下端與下轉向軸上端經(jīng)過兩個圓頭圓柱銷相連。在遭到一定數(shù)值的軸向力時，上、下轉向軸能自動脫開，以保證駕駛員的平安。 圖7-6 防傷轉向傳動軸簡圖 圖7-7 防傷轉向軸簡圖 圖7-8所示為聯(lián)軸套管吸收沖擊能量機構，位于兩萬向節(jié)之間的轉向傳動軸，是由套管1和軸3組成。汽車發(fā)生正面沖撞時，

9、軸向力到達一定值以后，塑料銷釘2被剪斷，套管與軸產生相對挪動，存在其間的塑料能增大摩擦阻力吸收沖擊能量。此外，轉向傳動軸長度縮短，減小了轉向盤向駕駛員一側的挪動量，起到維護駕駛員的作用。這種防傷機構構造簡單，制造容易，只需合理選取銷釘數(shù)量與直徑，便能保證它可靠地任務和吸收沖擊能量。 圖7-8 平安聯(lián)軸套管1套管 2塑料銷釘 3軸 一、轉向器的效率 功率P1從轉向軸輸入，經(jīng)轉向搖臂軸輸出所求得的效率稱為轉向器的正效率，用符號+表示，；反之稱為逆效率，用符號表示。 正效率+ 計算公式： +=P1-P2/P1 逆效率 計算公式： =P3-P2/P3式中， P1為作用在轉向軸上的功率；P2為轉向器中的

10、磨擦功率；P3為作用在轉向搖臂軸上的功率。 正效率高，轉向輕便；轉向器應具有一定逆效率，以保證轉向輪和轉向盤的自動前往才干。但為了減小傳至轉向盤上的路面沖擊力，防止打手，又要求此逆效率盡能夠低。 影響轉向器正效率的要素有轉向器的類型、構造特點、構造參數(shù)和制造質量等。 1轉向器類型、構造特點與效率 在四種轉向器中，齒輪齒條式、循環(huán)球式轉向器的正效率比較高，而蝸桿指銷式特別是固定銷和蝸桿滾輪式轉向器的正效率要明顯的低些。同一類型轉向器，因構造不同效率也不一樣。如蝸桿滾輪式轉向器的滾輪與支持軸之間的軸承可以選用滾針軸承、圓錐滾子軸承和球軸承。選用滾針軸承時，除滾輪與滾針之間有摩擦損失外，滾輪側翼與墊

11、片之間還存在滑動摩擦損失，故這種軸向器的效率+僅有54%。另外兩種構造的轉向器效率分別為70%和75%。 轉向搖臂軸的軸承采用滾針軸承比采用滑動軸承可使正或逆效率提高約10%。 假設忽略軸承和其經(jīng)地方的摩擦損失，只思索嚙合副的摩擦損失，對于蝸桿類轉向器，其效率可用下式計算 式中，a0為蝸桿或螺桿的螺線導程角；為摩擦角，=arctanf；f為磨擦因數(shù)。 根據(jù)逆效率不同，轉向器有可逆式、極限可逆式和不可逆式之分。 路面作用在車輪上的力，經(jīng)過轉向系可大部分傳送到轉向盤，這種逆效率較高的轉向器屬于可逆式。它能保證轉向輪和轉向盤自動回正，既可以減輕駕駛員的疲勞，又可以提高行駛平安性。但是，在不平路面上行

12、駛時，傳至轉向盤上的車輪沖擊力，易使駕駛員疲勞，影響平安行駕駛。 屬于可逆式的轉向器有齒輪齒條式和循環(huán)球式轉向器。 )tan(tan00aa7-1 不可逆式轉向器，是指車輪遭到的沖擊力不能傳到轉向盤的轉向器。該沖擊力轉向傳動機構的零件接受，因此這些零件容易損壞。同時，它既不能保證車輪自動回正，駕駛員又缺乏路面覺得，因此，現(xiàn)代汽車不采用這種轉向器。極限可逆式轉向器介于可逆式與不可逆式轉向器兩者之間。在車輪遭到?jīng)_擊力作用時，此力只需較小一部分傳至轉向盤。假設忽略軸承和其它地方的磨擦損失，只思索嚙合副的磨擦損失，那么逆效率可用下式計算式7-1和式7-2闡明：添加導程角a0，正、逆效率均增大。受-增大

13、的影響，a0不宜獲得過大。當導程角小于或等于磨擦角時，逆效率為負值或者為零，此時闡明該轉向器是不可逆式轉向器。為此，導程角必需大于磨擦角。00tan)tan(aa7-2 1.轉向系傳動比 轉向系的傳動比包括轉向系的角傳動比 和轉向系的力傳動比 。 轉向系的力傳動比: 轉向系的角傳動比: 轉向系的角傳動比 由轉向器角傳動比 和轉向傳動機構角傳動比 組成，即 轉向器的角傳動比: 轉向傳動機構的角傳動比: kkkwdddtddtdi/00iiii0ii0ipipppwdddtddtdi/kpkpkpdddtddtdi/hWpFFi/2轉向阻力Fw與轉向阻力矩Mr的關系式：作用在轉向盤上的手力Fh與作

14、用在轉向盤上的力矩Mh的關系式：將式7-3、式7-4代入 后得到 假設忽略磨擦損失，根據(jù)能量地恒原理，2Mr/Mh可用下式表示 將式7-6代入式7-5后得到 當a和Dsw不變時，力傳動比 越大，雖然轉向越輕，但 也越大，闡明轉向不靈敏。 aMFrW7-3 swhhDMF27-4 hWpFFi/2aMDMihswrp7-5 02iddMMkhr7-6 aDiiswp207-7 pi0i 轉向傳動機構角傳動比可用 表示以外，還可以近擬地用轉向節(jié)臂臂長L2與搖臂臂長L1之比來表示， 。 在汽車構造中，L2與L1的比值大約在0.851.1之間，可近似以為其比值為1，那么 。由此可見，研討轉向系的傳動比

15、特性，只需研討轉向器的角傳動比 及其變化規(guī)律即可。4.轉向器角傳動比及其變化規(guī)律 式7-7闡明，增大角傳動比可以添加力傳動比。當Fw一定時，增大力傳動比能減小作用在轉向盤上的手力Fh，使支配輕便。 由 的定義可知：對于一定的轉向盤角速度，轉向輪偏轉角速度與轉向器角度傳動比在反比。角傳動比添加后，轉向輪偏轉角速度對轉向盤角速度的呼應變得愚鈍，汽車轉向靈敏性降低，所以“輕和“靈構成一對矛盾。為處理這對矛盾，可采用變速比轉向器。 齒輪齒條式、循環(huán)球式、蝸式指銷式轉向器都可以制成變速比轉向器。 kpddi/120/LLddikpddii/0i0i0i 根據(jù)相互嚙合齒輪的基圓齒距必需相等，即pb1=pb

16、2。其中齒輪基圓齒距pb1=m1cosa1，齒條基圓齒距pb2=m2cosa2。由上述兩式可知：當齒輪具有規(guī)范模數(shù)m1和規(guī)范壓力角a1與一個具有變模數(shù)m2、變壓力角a2的齒條相嚙合，并一直堅持m1cosa1=m2cosa2時，它們就可以嚙合運轉。 假設齒條中部相當汽車直線行駛位置齒的壓力角最大，向兩端逐漸減小模數(shù)也隨之減小那么自動齒輪嚙合半徑也減小，致使轉向盤每轉動某同一角度時，齒條行程也隨之減小。因此，轉同器的傳動比是變化的。 圖7-9是根據(jù)上述原理設計的齒輪齒條式轉向器齒條壓力角變化例如。從圖中可以看到，位于齒條中部位置處的齒有較大壓力角和齒輪有較大的節(jié)圓半徑，而齒條齒有寬的齒根和淺斜的齒

17、側面；位于具條兩端的齒，齒根減薄，齒有陡斜的齒側面。 圖7-9 齒條壓力角變化簡圖a齒條中部齒 b齒條兩端齒 轉向器角傳動比可以設計成減小、增大或堅持不變的。影響選取角傳動比變化規(guī)律的主要要素是轉向軸負荷大小和對汽車機動才干的要求。 假設轉向軸負荷小或采用動力轉向的汽車，不存在轉向繁重問題，應取較小的轉向器角傳動比，以提高汽車的機動才干。 假設轉向軸負荷大，汽車低速急轉彎時的支配輕便性問題突出，應選用大些的轉向器角傳動比。 汽車以較高車速轉向行駛時，要求轉向輪反響靈敏，轉向器角傳動比該當小些。 汽車高速直線行駛時，轉向盤在中間位置的轉向器角傳動比不宜過小。否那么轉向過分敏感，使駕駛員準確控制轉

18、向輪的運動有困難。 轉向器角傳動比變化曲線應選用大致呈中間小兩端大些的下凹形曲線，如圖7-10所示。圖7-10 轉向器角傳動比變化特性曲線 傳動間隙是指各種轉向器中傳動副之間的間隙。該間隙隨轉向盤轉角的大小不同而改動，并把這種變化關系稱為轉向器傳動副傳動間隙特性圖7-11。研討該特性的意義在于它與直線行駛的穩(wěn)定性和轉向器的運用壽命有關。傳動副的傳動間隙在轉向盤處于中間及其附近位置時要極小，最好無間隙。假設轉向器傳動副存在傳動間隙，一旦轉向輪遭到側向力作用，車輪將偏離原行駛位置，使汽車失去穩(wěn)定。傳動副在中間及其附近位置因運用頻繁，磨損速度要比兩端快。在中間附近位置因磨損呵斥的間隙過大時，必需經(jīng)調

19、整消除該處間隙。為此，傳動副傳動間隙特性該當設計成圖7-11所示的逐漸加大的外形。 圖7-11 轉向器傳動副傳動間隙特性 圖中曲線1闡明轉向器在磨損前的間隙變化特性；曲線2闡明運用并磨損后的間隙變化特性，并且在中間位置處已出現(xiàn)較大間隙；曲線3闡明調整后并消除中間位置處間隙的轉向器傳動間隙變化特性。 為轉動轉向輪要抑制的阻力，包括轉向輪繞主銷轉動的阻力、車輪穩(wěn)定阻力、輪胎變形阻力和轉向系中的內磨擦阻力等。 計算汽車在瀝青或者混凝土跨面上的原地轉向阻力矩MRNmm的半徑閱歷公式式中，f為輪胎和路面間的滑動磨擦因數(shù)，普通取0.7；G1為轉向軸負荷N；p為輪胎氣壓MPa。 作用在轉向盤上的手力為 式中

20、，L1轉向搖臂長；L2為轉向節(jié)臂長；Dsw為轉向盤直徑；i為轉向器角傳動比；+為轉向器正效率。 對給定的汽車，用式7-9計算出來的的作用力是最大值。 PGfMR313iDLMLFswRh2127-8 7-9 一、對動力轉向機構的要求 1堅持轉向輪轉角和轉向盤的轉角之間堅持一定的比例關系。2隨著轉向輪阻力的增大或減小，作用在轉向盤上手力必需增大或減小。3當作用在轉向盤上的切向力Fh25190N時，動力轉向器就應開場任務。4轉向盤應自動回正。 5任務靈敏。 6動力轉向失靈時，仍能用機械系統(tǒng)支配車輪轉向。7密封性能好，內、外走漏少。汽車采用動力轉向機構是為了提高支配的輕便性和行駛平安性。中級以上轎車

21、，采用或者可供選裝動力轉向器的逐漸增多。轉向軸軸載質量超越2.5t的貨車可以采用動力轉向，當超越4t時應該采動力轉向。 液壓式動力轉向機構是由分配閥、轉向器、動力缸、液壓泵、貯油罐和油管等組成。 根據(jù)分配閥、轉向器和動力缸三者相互位置的不同，它分為整體式圖7-12a和分置式兩類。 分置式按分配閥所在位置不同又分為：聯(lián)閥式圖7-12b、連桿式圖7-12c 和 半分置式圖7-12d 。 在分析比較動力轉向機構布置方案時，要思索以下幾個方面： 1構造上能否緊湊； 2轉向器主要零件能否接受由動力缸建立起來的載荷； 3拆裝轉向器能否容易； 4管路，特別是軟管的管路長短；圖7-12 動力轉向機構布置方案1

22、分配閥 2轉向器 3動力缸 5轉向輪在側向力作用下能否容易產生擺振； 6能不能采用典型轉向器等方面。1動力轉向器的作用效能用效能目的s=Fh/Fh來評價動力轉向器的作用效能。 現(xiàn)有動力轉向器的效能目的s=115。 2路感 駕駛員的路感來自于轉動轉向盤時，所要抑制的液壓阻力。液壓阻力等于反作用閥面積與任務液壓壓強的乘積。在最大任務壓力時，轎車：換算以轉向盤上的力添加約3050N，貨車：添加80100N。 3轉向靈敏度 轉向靈敏度可以用轉向盤行程與滑閥行程的比值來評價 比值 越小，那么動力轉向作用的靈敏度越高。高級轎車的 值在6.7以下。轉向靈敏度也可以用接通動力轉向時，作用到轉向盤的手力的轉角來

23、評價，要求此力在20-50N，轉角在1015范圍。 2seDi i7-10 ii4動力轉向器的靜特性 動力轉向器的靜特性是指輸入轉矩與輸出轉矩之間的變化關系曲線，是用來評價動力轉向器的主要特性目的。因輸出轉矩等于油壓壓力乘以動力缸任務面積和作用力臂，對于已確定的構造，后兩項是常量，所以可以用輸入轉矩M與輸出油壓p之間的變化關系曲線來表示動力轉向的靜特性，如圖7-13所示。 常將靜特性曲線劃分為四個區(qū)段。在輸入轉矩不大的時候，相當于圖中A段；汽車原地轉向或調頭時，輸入轉矩進入最大區(qū)段圖中C段；B區(qū)段屬常用快速轉向行駛區(qū)段；D區(qū)段曲線就闡明是一個較寬的平滑過渡區(qū)間。 圖7-13 靜特性曲線分段表示

24、圖 要求動力轉向器向右轉和向左轉的靜特性曲線應對稱。對稱性可以評價滑閥的加工和裝配質量。要求對稱性大于0.85。 轉向梯形有整體式和斷開式兩種。轉向梯形方案與懸架方式親密相關。 轉向梯形的設計要求：1正確選擇轉向梯形參數(shù)，保證汽車轉彎時全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛。2滿足最小轉彎直徑的要求，轉向輪應有足夠大的轉角。 一、轉向梯形構造方案分析 1.整體式轉和梯形整體式轉向梯形是由轉向橫拉桿1，轉向梯形臂2和汽車前軸3組成，如圖7-14所示。圖7-14 整體式轉向梯形1橫拉桿 2梯形臂 3前軸 這種方案的優(yōu)點是構造簡單，調整前束容易，制造本錢低；主要缺陷是一側轉向輪上、下跳動時，會影響另一側轉向

25、輪。 轉向梯形的橫拉桿做成斷開的，稱之為斷開式轉向梯形。斷開式轉向梯形方案之一如圖7-15所示。斷開式轉向梯形的主要特點：1可以保證一側車輪上、下跳動時，不會影響另一側車輪；2由于桿系、球頭增多，所以構造復雜，制造本錢高，并且調整前束比較困難。橫拉桿上斷開點的位置與獨立懸架方式有關。采用雙橫臂獨立懸架，常用圖解法基于三心定理確定斷開點的位置。 圖7-15 斷開式轉向梯形 在忽略側偏角影響的條件下，兩轉向前輪軸線的延伸線交在后軸延伸線上，如圖7-16所示。設i、o分別為內、外轉向車輪轉角，L為汽車軸距，K為兩主銷中心線延伸線到地面交點之間的間隔。假設要保證全部車輪繞一個瞬時轉向中心行駛，那么梯形

26、機構應保證內、外轉向車輪的轉角有如下關系 圖7-16 理想的內、外車輪轉角關系簡圖 LKiocotcot7-11 假設自變角為o，那么因變角i的期望值為 )/cot(cot)(0LKarcfoi現(xiàn)有轉向梯形機構僅能近似滿足上式關系。 7-12 利用弦定理，圖7-33所示的后置梯形機構可推得轉向梯形所給出的實踐因變角 為 i)cos(212cos)cos(cos2arccos)cos(21)sin(arcsin22ooooimKmKmKmKmK7-13 式中，m為梯形臂長；為梯形底角 所設計的轉向梯形給出的實踐因變角 ，應盡能夠接近實際上的期望值i。其偏向在最常運用的中間位置附近小角范圍內應盡量

27、小，而在不經(jīng)常運用且車速較低的最大轉角時，可適當放寬要求。因此，再引入加權因子0o，構成平價設計優(yōu)劣的目的函數(shù) fx為 i%100)()()()()(max1ooioiioiioiioixf7-14 將式7-12、式7-13代入式7-14得 %1001cotarccos)cos(212cos)cos(cos2arccoscotcot)cos(21)sin(arcsin)()(212maxLKmKmKmKLKarcmKmKxfoioioioioioioiooi7-15 式中，x為設計變量， ；omax為外轉向車輪最大轉角，由圖7-16得 mxxx21aDLo2arcsinminmax式中，Dmi

28、n為汽車最小轉彎直徑；a為主銷偏移距。 思索到多數(shù)運用工況下轉角o小于20，且10以內的小轉角運用得更加頻繁，因此取 max205 . 020100 . 11005 . 1)(ooooo7-16 各設計變量的取值范圍構成的約束條件為 m-mmin0 7-17mmax-m0 7-18-min0 7-19 梯形臂長度m設計時常取在mmin=0.11K，mmax=0.15K。梯形底角min=70最小傳動角的約束條件為 02cos)cos(cos)cos(cos2cosminmaxminKmo7-20 式中，min為最小傳動角，min=40 。 知 ，故由式7-20可知，min為設計變量m及的函數(shù)。

29、aDLo2arcsinminmax由式7-17、式7-18、式7-19和式7-20四項約束條件所構成的可行域，如圖7-17所示的幾種情況。圖7-17b適用于要求min較大，而min可小些的車型；圖7-17c適用于要求min較大，而min小些的車型；圖7-17a適用介于圖7-17b、c之間要求的車型。 圖7-17 轉向梯形機構優(yōu)化設計的可行域 由上述數(shù)學模型可知，轉向梯形機構的優(yōu)化設計問題，是一個小型的約束非線性規(guī)劃問題，可用復合形法來求解。 backbackx*t$qZnVkSgPdMaI7F4C0z)v&s!pXmUjRfOcK9H6E2B+y(u%rZoWlThQeNbJ8G4D1

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