（1） 先保持梯形底角? 等于经验值不变，改变变量梯形臂长l1，使l1值不断变化，然后观察l1值变化对曲线的影响。
梯形臂的长度值l1初设在120-145mm 之间变动，先保持梯形底角为经验值65°不变，以下为l1 值由120mm 到145mm 之间变化对应的图形。
l1?120mm
l1?125mm
l1?130mm
l1?135mm
l1?140mm
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l1?145mm
据上图可知，随着梯形臂长l1从120mm 到145mm 逐渐增大的过程中，实际内、外转角的关系曲线与理想阿克曼内、外转角关系曲线的先是逐渐接近再慢慢远离。
（2） 然后选取一个比较合适的l1 值保持不变，然后改变梯形底角?，观察?不断变化时对曲线的影响。
根据（1）中的结论，暂选实际曲线和理想曲线接近的l1=132mm 不变，改变梯形底角，观察梯形底角的变化对曲线的影响。选梯形底角在经验值附近变动，即
64???69。以下为?角从64到69?之间每增加一度的图线。
??64 ??65
??66 ??67
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??68 ??69
据上面一组曲线可知：随着?角从64 到69之间逐渐增大的过程中，实际内、外转角的关系曲线与阿克曼理想内、外转角关系曲线先是逐渐接近然后逐渐远离。
??66时，实际关系曲线和理想关系曲线最接近。
（3） 最后l1保持上面选定的合适的值不变，然后让?值在选定的合适值周围变化，作出图线；接着保持?值在上面选定的合适值不变，让l1值在合适值周围变动，作出图线。然后将这两组图线比较，选出实际曲线和理想曲线最接近的l1 值和?值。
根据（1）和（2）中得出的结论，选择梯形臂长m 在132mm 左右变动的几个值和梯形底角?在66 左右变动的几个值随机组合，作出图线，并从中选出实际曲线和理想曲线最接近的一组?和l1值。图线如下所示：
l1?130mm??64
l1?130mm??66
l1?132mm??64
l1?132mm??66 l1?134mm??66
l1?134mm??64
总的看来, 只要l1、? 和h 三者选配得恰当, 其?i差别是很小的。
26
6.5.4 优化结论
通过以上分析和计算实例可知, 与齿轮齿条式转向器配用的转向传动机构与传统的整体式转向梯形机构有如下不同点:
(1)梯形臂长l1的选择主要受转向器的许用齿条行程限制, 而不是像整体式转向梯形那样在l1=(0.11~0.15)K中任取。
(2)转向器的安装距离h 对于转向梯形特性、机构的传动质量均有较大的影响。当l1? 确定后, 必有一最佳的h , 使?i为最小,并保证传动角?足够大, ?不超过允许的范围。
(3) 最优的设计变量组合并不是唯一的。对应于不同的l1、?组合, 只要h选得恰当,都可以获得几乎同样令人满意的效果, 这就给具体的结构设计和布置带来了很大的方便和灵活性。
7 转向器参数设计
7.1 原地转向力矩及转向器手力计算[8]
用半经验公式计算汽车的原地转向力矩：
3fG1MR?
3pf为轮胎和路面间的滑动摩擦因数一般取0.7
G1为转向轴负荷 整车质量320kg 根据车身结构，前轮负荷47%，则转向轴负荷为G1=320kg ?47% ?9.8=1473.92N.
P为胎压 网上查的范围是12-16psi，取P=0.10MPa 带入可得 MR=41753.0N*mm 计算转向盘上的手力Fh： Fh=Fh?式中：
L1：转向摇臂长度，mm
2MRL1L2Dswiw??
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MR：原地转向阻力矩， N.mm L2：转向节臂长度，mm Dsw：转向盘直径， mm iw：转向器角传动比，4 η+：转向器的正效率，85%
由于齿轮齿条转向器无转向摇臂和转向节臂，故不代入数值。
2MR齿轮齿条转向器 转向盘手力 F ?hDSWiW??
其中方向盘的直径 Dsw为200mm
iw为转向器的叫传动比 取为4：1 即方向盘转动4 车轮转过1
??为转向器的传动效率 齿轮齿条转向器的传动效率比较高，那就取整个的传动效率为85%
带入计算Fh=122.8N
7.2 转向器角传动比及力传动比
转向系的传动比由转向系的角传动比iwo和转向系的力传动比ip组成． 从轮胎接触地面中心作用在两个转向轮上的合力２Fw与作用在方向盘上的手力Ｆh之比称为力传动比ip .
方向盘的转角和驾驶员同侧的转向轮转角之比称为转向系角传动比iwo.它又由转向器传动比iw转向传动装置角传动比i'w所组成．
力传动比与转向系角传动比的关系： ip=
2Fw Fh而ＦW和作用在转向节上的转向阻力矩Mr有以下关系： Ｆw＝
Mr aMh Rsw作用在方向盘上的手力Ｆh可由下式表示：Ｆh＝
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