【正文】 beta(i)=x(2)+theta(i)pi。 if alpha(i)=pi/18 f(i)=*abs(beta(i)betae(i)) else if alpha(i)=pi/9。 f(i)=abs(beta(i)betae(i)) else f(i)=*abs(beta(i)betae(i)) end end end plot(alpha,beta,39。r39。,alpha,betae)。 q=0。 for i=1:61 q=q+f(i)。 end m=q/60。 display (39。m:39。)。m 程序介紹 功能：輸入轉向梯形的臂長和底角，在同一張圖上繪制出理想的自變角和因變角的關系曲線和實際的自變角和因變角的關系曲線圖，并計算出優(yōu)化目標函數(shù)的 f值。 K值：主銷中心線延長線到地面交點之間的距離， 640mm L值：軸距， 1500mm ?？傮w設計時決定 Thetamax值：外轉向車輪最大轉角 。由最小轉彎半徑、軸距、主銷偏移距決定。 最小轉彎半徑 Dmin： 8000mm，總設計決定 軸距 L： 1500mm，總設計決定 注銷偏移距 a： 40mm（乘用車 ~，貨車 40~60mm） Thetamax=arcsinL/（ Dmin/2a） 建立約束條件 轉向梯形的臂長和底角自然不是隨意取的，有一定的約束范圍。 就前面的資料所述 梯形臂長常取在 :~90mm,k=640 梯形底角大于 70度 另外還有一個是最小傳動的約束條件 考慮到節(jié)能車與實際道路使用車輛在長寬比的差別較大， 依據(jù)上述道路使用車輛的約束要求適當擴大搜索范圍，力求優(yōu)化最佳。 第一次優(yōu)化 臂長 梯形臂長 底角 50 60 70 80 90 50 60 70 80 90 100 第二次優(yōu)化 66 68 70 72 74 76 56 58 60 62 64 66 第三次優(yōu) 69 70 71 59 60 61 由于梯形臂長下限的主要影響的是橫拉桿上的受力，為避免橫拉桿的受力過大而設置的。相對于乘用車而言，節(jié)能車質量輕，原 地轉向力矩小，故適當?shù)臏p小梯形臂長的下線是可以的。 綜合上述分析，轉向梯形的臂長選用 60mm（取整），底角 70 度。 因為圖比較多，我就不一一列舉了，上面是最理想的圖和最不理想的圖的對比。藍色那條是理想的自變角因變角關系，紅色那條是實際的自變角因變角關系。 9 轉向 傳動機構強度計算 轉向 橫 拉桿 拉桿應該有較小的質量和足夠的剛度。拉桿的形狀應符合布置要求，有事不得不做成彎的，這就減小了縱向剛度。拉桿應應用 《 材料力學 》 中的有關壓桿穩(wěn)定性計算的公式進行驗算。穩(wěn)定 性安全系數(shù)不小于 — 。拉桿用 30 或 40 鋼無縫鋼制成。 轉向梯形的受力分析（原地轉向阻力矩計算） R=60sin（ 70） =56mm Mr= mm 橫拉桿屬于細長桿，主要受拉 /推力，所以 進行穩(wěn)定性和抗拉強度的校核 受力 F=桿長 L=640mm 拉桿材料選用 20 號鋼無縫鋼管，其力學性能為 抗剪強度 275~392MPa,抗拉強度為 253~500MPa，屈服強度為 275MPa， 延伸率 為 25%。 測 屈服強度 fy=275Mpa， 彈性模量 E=206Gpa， 泊松 比 ν=。 抗拉校核 抗拉強度取 253Mpa（安全性方面考慮） S=91/253=^2 穩(wěn)定性校核 轉向系橫拉桿是兩端固定的約束， u= 彈性模量已知 E=206 空心鋼管的慣性矩 I=pi/64*（ D*Dd*d） 所受最大壓力 F=91N 長度 L=640mm 根據(jù)公式計算得 I= 結論 考慮到轉向系所受的沖擊載荷較大 綜合考慮選用外徑 10mm，內徑 8mm 的空心鋼管作為橫拉桿材料。 其慣性矩為 橫截面積為 ^2 橫拉桿球頭的選取 轉向輪的最大負荷為 500N 左右， 于表 74 中選取球頭直徑 20mm 轉向搖臂危險斷面校核 通常轉向搖臂的材料選用 40MnB，其屈服強度大于 785Mpa，因此材料的屈服點取最小值即785Mpa。 在球頭銷上作用的力 F，對轉向搖臂構成彎曲和扭轉力矩的聯(lián)合作用。危險斷面在搖臂根部，應按第三強度理論驗算其 強度，即 2^2^*2^*42^2^d*2^ wneFwwF ??? 式中， ww、 wn 為危險斷面的抗彎界面系數(shù)和抗扭界面系數(shù) 安全系數(shù) n 選 2 搖臂長 d 定為 70mm（轉向梯形優(yōu)化確定） 球頭受力 F=Mr/50=130N 球頭中心偏移距 e=40mm（由球頭的轉配尺寸得出） 危險斷面的抗彎截面系數(shù) ww= 危險斷面的抗扭截面系數(shù) wn= 綜上所述按第三強度理論計算的屈服強度 2^2^*2^*42^2^d*2^ wneFwwF ??? = 轉向搖臂與搖臂軸連接花鍵校核 花鍵連接的強度計算與鍵連接相似，首先根據(jù)連接的結構特點、使用要求和工作條件選定花鍵的類型和尺寸，然后進行必要的強度校核計算。其主要失效形式是工作面被壓潰或工作面過度磨損。因此，靜聯(lián)接通常按工作面上的擠壓應力進行強度計算，動聯(lián)接則按工作面上的壓力進行條件性的強度計算。 花鍵連接的強度條件為 按齒高的不同，矩形花鍵的尺寸在國家標準中規(guī)定了兩個系列，即輕系列和中系列。 按使用條件，從系列標準中選取相關尺寸并進行校核計算。 載荷分配不均系數(shù) =； 花鍵齒數(shù) z=8； 齒的工作長度 l=10mm； 花鍵側面的工作高度取 h=； 花鍵平均直徑 dm=； 花鍵連接的許用擠壓應力 =35Mpa； 忽略掉球頭拉桿，軸承等部分的摩擦損失，作用在花鍵上的轉矩 T= 計算的 =2021*（ *8*10*108*） =35Mpa 結論 轉向系統(tǒng)是汽車的一個重要組成部分，在賽車中占有重要的地位，轉向系統(tǒng)性能的好壞直接影響到汽車行駛的 安全性、操縱穩(wěn)定性和駕駛舒適性。 本文第一章簡述了轉向系統(tǒng)在賽車中的作用，以及轉向系統(tǒng)設計的思路。第二章概述了轉向系統(tǒng)的功能要求、分類，以及賽車轉向系統(tǒng)的布置。第三章通過比較各種轉向器的優(yōu)缺點，選用了齒輪齒條轉向器，并做了具體的介紹。第四、五章簡述了轉向系的另外兩部分，即轉向操作機構和轉向傳動機構。第六章對適應齒輪齒條轉向器的斷開式轉向梯形進行了優(yōu)化設計。第七、八章對轉向器性能參數(shù)及齒輪齒條參數(shù)進行了設計校核。 本文亦存在著需要改進的地方，如在轉向梯形的優(yōu)化中，應該考慮前輪定位參數(shù)三維模型對其的影響，以及需 要用 ANSYS 對轉向系模型進行有限元分析，但由于本人時間和精力有限，這些工作有待進一步開展。 由于此次設計水平有限，在設計中必會出現(xiàn)許多不完善的地方，希望老師加以糾正。 致謝 本文是在指導老師鐘勇指導下完成的。在課題的完成過程中，老師以其淵博的學識和嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度給予我深深的教誨。更為重要的是，張老師一絲不茍學者風范使我受益匪淺。在此表示衷心的感謝和崇高的敬意！從課題的選擇、設計思路的確定、研究計劃的制定、設計的開展，各個方面 都離不開張老師耐心的幫助和教導。 參考文獻 [1] 王望予 .汽車設計（第四版） [M].北京：機械工業(yè)出版社， 2021 [2] 陳家瑞 .汽車構造（第三版） [M].北京：機械工業(yè)出版社， 2021 [3] 余志生 .汽車理論（第五版） [M].北京：機械工業(yè)出版社， 2021 [4] 李俊玲 .汽車工程專業(yè)英語 [M]. 北京：機械工業(yè)出版社， 2021 [5] 隋軍 .與齒輪齒條轉向器配用的轉向傳動機構的優(yōu)化設計 [D].江蘇工學院， 1994 [6] 喬建軍 .中文版 CATIA V5 經(jīng)典學習手冊 [M].北京：科學出版社， 2021 [7] 向鐵明 .賽車轉向梯形優(yōu)化設計方法 [J].廈門理工學院學報 ,2021,第四期 [8] 李牟嘉 .齒輪齒條轉向器設計 [D]. 保存地點：揚州大學機械工程學院， 2021 [9] 胡海龍 . CATIA V5 零件設計實例教程 [M].北京：清華大學出版社， 2021 [10] 崔智全 .MATLAB 2021 從入門到精通 [M].北京：中國鐵道出版社， 2021 [11] 濮良貴 .機械設計（第八版） [M].北京：高等教育出版社， 2021 [12] 鄭文緯 .機械原理（第七版） [M].北京：高等教育出版社， 2021