汽车整体式转向梯形机构仿真计算与优化

V ol 121　N o 18公　路　交　通　科　技2004年8月JOURNA L OF HIGHWAY AND TRANSPORT ATION RESEARCH AND DEVE LOPMENT文章编号:1002Ο0268(2004)08Ο0124Ο05收稿日期:2003Ο07Ο03作者简介:李玉民(1969-),男,河南南阳人,东南大学博士研究生,主要研究方向为载运工具运用工程1转向梯形驱动机构的运动分析及优化设计李玉民1,李旭宏1,过学迅2(11东南大学交通学院,江苏　南京　210096;21武汉理工大学,湖北　武汉　430070)摘要:转向梯形驱动机构的空间布置对汽车的操纵稳定性影响很大。

本文以常见的非独立悬架结构为例,建立空间几何模型进行运动分析,提出同时满足“与前悬架运动协调”和“左右转向力均匀”两方面要求的转向梯形驱动机构优化设计方法。

实践应用表明该方法可行。

关键词:汽车转向;空间连杆机构;运动分析;优化设计中图分类号:U46312 文献标识码:AK inematics Analysis and Optimal De sign of Driving Mechanismsof Ackerman Steering LinkageLI Yu Οmin 1,LI Xu Οhong 1,G UO Xue Οxun2(11T ransportation C ollege ,S outheast University ,Jiangsu Nanjing 210096,China ;21Wuhan University of T echnology ,Hubei Wuhan 430070,China )Abstract :The spatial position of driving mechanisms of Ackerman steering linkage quite in fluences the stability of vehicle maneuvering characteristics 1T aking non Οindependent suspension as an example ,this paper establishes spatial geometric analysis m odel ,then puts forward an optimal design method which meets the coordinated m otion of steering driving linkage and front suspension ,at the same time meets the uniformity of left Οand Οright steering force 1Application shows that the method is feasible 1K ey words :Autom otive steering ;S patial linkage mechanisms ;K inematics analysis ;Optimal design 如图1示,汽车转向传动机构包括转向梯形和转向梯形驱动机构,其中转向梯形驱动机构是指由转向摇臂OA 、直拉杆AB 和转向节臂BC 等组成的驱动转向梯形完成转向任务的连杆机构。

设　计与研　究汽车转向梯形机构在不同目标函数下的优化廖林清,王金龙,谢　明,屈　翔,张　君(重庆理工大学重庆汽车学院,重庆400050)Optimization Design of t he Steering Trapezoidal Mechanism wit h Different ObjectiveFunctionsL IAO Lin 2qing ,WANG Jin 2long ,XIE Ming ,QU Xiang ,ZHANG Jun(Chongqing Automobile College ,Chongqing University of Technology ,Chongqing 400050,China ) 摘要:基于汽车转向梯形机构的平面模型,依据阿克曼原理,以外转向轮转角误差、转向中心误差Ⅰ、转向中心误差Ⅱ和转向前束误差建立4种目标函数,应用C ++Bulider6.0软件编译优化设计程序,结合优化设计实例,分析4种目标函数下的优化效果,结果表明以转向中心误差Ⅰ为目标函数最合理.关键词:转向梯形机构;目标函数;优化设计中图分类号:U463.4文献标识码:A文章编号:100122257(2010)022*******收稿日期:2009210219基金项目:重庆市科技攻关计划项目(CSTC ,2009AB6021)Abstract :According to t he Ackerman princi 2ple ,four kinds of objective f unctions including t he angular error of out side steering tire ,steering cen 2ter error Ⅰ,Ⅱ,steering toe 2in error are established based on t he planar model of t he steering trape 2zoidal mechanism in t his paper.The optimization result s under t he conditions of t he four kinds of objective f unctions are analyzed combined wit h op 2timized cases by using t he C ++Bulider6.0soft 2ware.The result s indicate t hat it ’s t he best solu 2tion when steering center error Ⅰis selected as t he objective f unction.K ey w ords :steering t rapezoidal mechanism ;objective f unction ;optimization design0　引言汽车转向梯形机构的设计对转向性能起决定性作用,在汽车设计中占重要地位,精确的转向梯形机构能够更好地满足阿克曼原理,保障良好的转向性能.转向梯形机构有整体式和断开式2种,当汽车前悬架采用非独立悬架时,采用整体式转向梯形机构.整体式转向梯形机构有结构简单,调整前束容易,制造成本低等优点[1].整体式转向梯形机构不满足阿克曼原理.汽车转向过程中,当内转向轮转过一个角度时,实际外转向轮转角与理论外转向轮转角间有误差,产生外转向轮转角误差;前轮转向中心会偏离后轮轴线,形成转向中心误差;转向前束角[2]不全为零,存在转向前束误差.目前对转向梯形机构的优化设计,目标函数有以下几种:以外转向轮的绝对误差的最大值或相对误差的极大值为目标函数[3],这种方法只考虑转向过程中的最大误差,不能对整个转向过程进行综合分析;以两转向轮轴线交点的运动轨迹为目标函数[4-5],这种方法需要将交点坐标值与轴距进行比较,才能得到优化结果,不够直观;以转向轮转角误差为目标函数[6-8],这种方法选择不同转向轮为自变量时得到的优化结果不同,并且优化后的转向梯形机构存在转角误差很小,但前轮转向中心偏离后轮轴线较远的不理想情况.本文以转向中心误差和转向前束误差建立目标函数,以整体式转向梯形机构的优化设计为例,对目标函数进行研究.1　整体式转向梯形机构优化设计的目标函数1.1　以外转向轮转角误差建立目标函数对于如图1所示的整体式转向梯形机构,传统的优化设计中常用外转向轮转角误差作为目标函数[1].设内转向轮转角α为自变量,外转向轮转角β为因变量.按照阿克曼原理可求得理论外转向轮转角β,从转向梯形机构的平面模型可推导出实际外转向轮转角β′.β′应尽可能接近β.由于小转角在使用中较频繁,大转角较少使用,所以引入加权系数ω(α).设x 为设计变量;αmax 为内转向轮的最大转角.由外转向轮转角误差建立的目标函数为:f (x )=∑αmaxα=0ω(α)　arccosk -r cos (θ0-α)k 2+r 2-2k r cos (θ0-α)arccot cot α+kl+arccosr (1-2cos 2θ0)-k[cos (θ0-α)-2cos θ0]k 2+r 2-2kr cos (θ0-α)-θ0arccot cot α+kl-1×100%(1)图1　整体式转向梯形机构1.2以转向中心误差Ⅰ建立目标函数整体式转向梯形机构不满足阿克曼原理,在汽车转向时,前轮转向中心O 点不在后轮轴线上,如图2所示.此时,转向中心误差可以用O 点到后轮轴线的距离|O H |来表示.将|O H |记为转向中心误差Ⅰ,从图2可知:|O H |=kcot β-cot α-l(2)在整个转向过程中,转向中心误差Ⅰ的总和越小则表示梯形机构越好,同样引入加权系数ω(α),由转向中心误差Ⅰ建立的目标函数f (x )为:f (x )=∑αmaxα=0ω(α)‖O H ‖=∑αmax α=0ω(α)kcot β-cot α-l(3)1.3　以转向中心误差Ⅱ建立目标函数整体式转向梯形机构不满足阿克曼原理,在汽车转向时,两前轮在后轮轴线上的交点分别为O 1,O 2,如图2所示.转向中心误差也可以O 1,O 2在后轮轴线上的距离|O 1O 2|来表示.将|O 1O 2|记为转向中心误差Ⅱ,从图2可知:|O 1O 2|=l !(cot α-cot β)+k (4)在整个转向过程中,转向中心误差Ⅱ的总和越小则表示梯形机构越好,同样引入加权系数ω(α),由转向中心误差Ⅱ建立的目标函数为:f (x )=∑αmaxα=0ω(α)‖O 1O 2‖=∑αmax α=0ω(α)|l ・(cot α-cotβ)+k |(5)图2　转向中心1.4　以转向前束误差建立目标函数转向前束的定义:当满足阿克曼原理时,两前轮轴线与后轮轴线汇交于一点,此时转向前束角为0.当不满足阿克曼原理时,两前轮轴线的交点不在后轮轴线上.此时可以假想将内外转向轮回转轴线按相反方向偏移一个相等的角度Δθ,使转向轮回转轴线和后轮轴线三者交于一点,满足阿克曼原理,这个假想的偏移角度Δθ就是转向前束角[2].整体式转向梯形机构的转向前束如图3所示,则有内外转向轮转角的关系为:cot (β+Δθ)-cot (α-Δθ)=kl(6)从式(6)可得:Δθ=arccot (2+2B +A C )±(2+2B +A C )2+4(A -C )(A -B C )2(A -C )(7)A =cot β-cot α;B =cot β!cot α;C =k l在转向过程中,转向前束值越小说明梯形机构的误差越小,同样引入加权系数ω(α),由转向前束误差建立的目标函数为:f (x )=∑αmaxα=0ω(α)|Δθ|(8)图3　转向前束2　设计变量与约束条件的确定2.1　设计变量在汽车设计中,对转向梯形机构的设计主要是选择合适的梯形臂长度r 和梯形底角θ0,因此选取r 和θ0两个参数为设计变量.即x ={r ,θ0}(9)2.2　约束条件在转向过程中,其误差在最常使用的中间位置附近小转角范围内应尽量小,以减小高速行驶时轮胎的磨损;而在不经常使用且车速较低的最大转角时,可适当放宽要求.并且考虑到多数使用工况下转角θ0小于20°,且10°以内的小转角使用得更加频繁,因此取加权系数为:ω(α)=1.50°<α≤10°1.010°<α≤20°0.520°<α≤αmax(10)r 和θ0两个参数过小时,会使横拉杆上的转向力过大;当r 过大时,将使梯形布置困难;当θ0越大,梯形越接近矩形,f (x )值就越大.所以各设计变量的取值范围构成的约束条件为:r -r min ≥0r max -r ≥0θ0-θ0max ≥0(11)其中梯形臂长度r 常取为r min =0.11k 、r max =0.15k;梯形底角θ0min =70°.3　优化设计实例某种汽车的转向传动机构参数为:轴距l =4700mm ,两主销间的距离k =1480mm ,梯形臂长r =199.8mm ,梯形底角θ0=75.5°,内转向轮的最大转角αmax =42°.根据上述建立的目标函数、设计变量和约束条件,选用C ++Bulider6.0软件编译优化设计程序.对实例分别在4个目标函数下进行优化计算,得到优化前后的设计变量如表1所示,优化前后的误差曲线如图4所示.表1　优化前后的设计变量设计变量优化前优化后外转向轮转角误差转向中心误差Ⅰ转向中心误差Ⅱ转向前束误差梯形臂长度(mm )199.8162.8162.8162.8162.8梯形底角(°)75.575.674.174.376.7 从表1可以看出,整体式转向梯形机构优化设计时,选择的目标函数不同,得到的梯形底角的最优值不一致,梯形臂长度的最优值基本一致.所以选择不同的优化目标函数对梯形底角有影响,但对梯形臂长度基本没有影响.在转向梯形机构中,梯形底角的变化会改变内、外转向轮的转角关系以及前轮转向中心的运动轨迹,梯形臂长度直接影响转向梯形机构的布置,引起汽车转向性能的改变.图4　优化前后的误差曲线从图4可以看出,以外转向轮转角误差为目标函数优化后,误差值变化不大,优化效果不太明显;以转向中心误差Ⅰ为目标函数优化后,优化效果显著,而且转角小于20°的误差值都很小,转向效果最好;以转向中心误差Ⅱ为目标函数优化后,虽然误差的总和减小了,但转角大于10°的误差都比原来增大了;以转向前束误差为目标函数优化后,误差总和减小了,大转角范围内的误差也减小了,但20°转角附近的误差明显增大.所以4个目标函数中,以转向中心误差Ⅰ为目标函数,优化结果较理想.4　结束语通过以上分析和优化设计实例可知:选择的目标函数不同,求解的梯形底角的最优值不相同,梯形臂长度的最优值基本相同.4个目标函数中,传统的以外转向轮转角为目标函数,优化效果不明显.以转向中心误差Ⅰ为目标函数最合理,优化效果显著,优化后的转向梯形机构更精确,能够更好地满足阿克曼原理.参考文献:[1]　王望予.汽车设计[M ].北京:机械工业出版社,2004.[2]　吴晓建.齿轮齿条式转向机构转向特性研究[D ].重庆:重庆理工大学,2009.[3]　王国安,郝子军.轮式推土机转向梯形优化设计[J ].西安公路学院学报,1986,(9):89-112.[4]　周全申,等.车辆转向机构设计与分析[J ].河南工业大学学报(自然科学版),2006,(4):60-66.[5]　Mitchell Wm C ,Staniforth Allan ,Scott Ian.Analysis ofackermann steering geometry [A ].Motorsports Engi 2neering Conference and Exhibition[C].USA.2006.[6]　Leishman Robert ,Chase Kenneth.A new tool for de 2sign and analysis of optimized rack and pinion steering Mechanisms[C].USA ,2009.[7]　姚明龙,王福林.车辆转向梯形优化设计及其求解方法的研究[J ].机械设计与制造,2007,(5):24-26.[8]　陈朝阳,张代胜.汽车转向梯形最优化设计[J ].安徽工学院学报,1982,(3):28-36.作者简介:廖林清　(1966-),男,四川眉山人,教授,硕士研究生导师,主要从事现代设计法的教学与应用研究.挠性陀螺仪内外接头的质量控制贺新华,田梦君(西北工业大学机电学院,陕西西安710072)Quality Cont rol of t he J unction Between Inside and Out side of Flexible Gyro scopeHE Xin 2hu a ,TIAN meng 2jun(School of Mechanical Engineering ,Northwestern Polytechnical University ,Xi ’an 710072,China ) 摘要:从理论分析计算的角度,分析了关键尺寸(宽度和厚度)对内外挠性接头性能的影响,研究了困扰批生产的接头外观的控制等,保证了接头的质量,提高了接头加工效率和合格率,降低了生产成本.关键词:内外挠性接头;尺寸控制;外观控制中图分类号:T H123文献标识码:A文章编号:100122257(2010)022*******收稿日期:2009209203Abstract :In terms of t heoretical analysis ,t he key parameters (widt h and t hickness )impacting on t he performances of flexible junction and t he con 2t rol strategy which conf used batch p roduction were analyzed and t he result s were given at last.The st rategy not only assured t he ability of gyroscopebut also imp roved t he efficiency of processing and t he acceptance rate was improved.K ey w ords :flexible gyroscope ;size control ;ap 2pearance cont rol0　引言内外挠性接头是挠性陀螺仪的关键部位,它把飞轮转子与底座电机的驱动轴连接起来,是引起陀螺仪基本误差的元件[1].可以说挠性接头性能的好坏,从某种程度决定了整个陀螺仪性能的好坏.接头的尺寸,外观设计要求很严,材料价格昂贵,批量生产中,超差、报废较多,直接经济损失较大.挠性接头的品质因素F M 对接头的性能起决定作用,其与总漂移误差成反比,即F M 越大,表示精度越高,因此,为了提高陀螺仪的精度,应尽可能增大F M .由F M =(J Z +I e )/(2I e -I Z ),可知,F M 与陀。

整体式转向梯形的优化和运动仿真分析杨俊祺;唐岚【摘要】通过理论分析和建模推导出转向梯形机构优化目标函数,构建了一种连续性权重函数来代替传统的阶跃型权重函数进行计算,利用MATLAB强大的计算和绘图功能直观地得到优化后的参数,并使用CATIA的数字化运动分析模块对优化后的转向梯形进行运动仿真,仿真分析显示优化结果较为理想.同时创建ActiveX对象来建立VB与MATLAB的接口,拓宽了其使用范围.%The object function of steering trapezium was built with theory analysis and modeling. This paper established a kind of continuity weight function instead of the traditional one and attained the optimized result by using the MTLAB software, which has excellent ability for calculation and drawing. The optimized parameters were used to conduct simulation analysis with digital mock-up of CATIA software, and build Active X to create the interface with VB and MATLAB to make input flexible.【期刊名称】《西华大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2012(031)001【总页数】4页(P18-21)【关键词】转向梯形机构;优化;接口;运动仿真【作者】杨俊祺;唐岚【作者单位】西华大学西华学院,四川成都610039;西华大学交通与汽车工程学院,四川成都610039【正文语种】中文【中图分类】U463.4合理的转向梯形设计可使汽车转向时转向轮尽可能作无滑动的纯滚动，从而保障良好的转向性能。

转向梯形机构优化设计课程设计题目：汽车转向梯形臂优化设计指导老师：郭朋彦华北水利水电大学转向梯形的优化设计.1. 向梯形机构概述⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯32.整体式向梯形构方案分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3整体式向梯形机构化分析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4整体式向梯形程序写⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7转动传动机构强度计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12转向梯形的优化结果⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13转向梯形结构设计图形⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13结论⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯15;.转向梯形机构优化设计方案一、转向梯形机构概述转向梯形机构用来保证汽车转弯行驶时所有车轮能绕一个瞬时转向中心，在不同的圆周上做无滑动的纯滚动。

设计转向梯形的主要任务之一是确定转向梯型的最正确参数和进行强度计算。

一般转向梯形机构布置在前轴之后，但当发动机位置很低或前轴驱动时，也有位于前轴之前的。

转向梯形有整体式和断开式两种，选择整体式或断开式转向梯形方案与悬架采用何种方案有联系。

无论采用哪一种方案，必须正确选择转向梯形参数，做到汽车转弯时，保证全部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，为到达总体布置要求的最小转弯直径值，转向轮应有足够大的转角。

二、整体式转向梯形结构方案分析图整体式转向梯形;.1—转向横拉杆2—转向梯形臂3—前轴整体式转向梯形是由转向横拉杆1，转向梯形臂2和汽车前轴3组成，如图所示。

其中梯形臂呈收缩状向后延伸。

这种方案的优点是结构简单，调整前束容易，制造本钱低；主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时，会影响另一侧转向轮。

当汽车前悬架采用非独立悬架时，应当采用整体式转向梯形。

整体式转向梯形的横拉杆可位于前轴后或前轴前(称为前置梯形)。

对于发动机位置低或前轮驱动汽车，常采用前置梯形。

前置梯形的梯形臂必须向前外侧方向延伸，因而会与车轮或制动底板发生干预，所以在布置上有困难。

整体式转向梯形机构优化设计SGA3550型自卸式非公路用汽车采用整体式转向梯形机构(如图1所示) ,由转向横拉杆、转向梯形臂和汽车前轴组成。

图中,为K主销中心距,L为轴距,为转向梯形底角, W为转向臂长,为内侧车轮转角,为外侧车轮转角(以下符号意义相同) 。

这种方案的优点是结构简单,调整容易,制造成本低;主要缺点是一侧转向轮上、下跳动时,会影响另一侧转向轮。

车辆转向时,内侧车轮被迫沿着比外侧车轮小的弧线行进,因此,转向梯形应使汽车在转向时两前轮产生不同的转向角,并沿着各自的弧线滚动,同时前后四个车轮又绕着同一圆心滚动 ,从而消除轮胎的滑动。

若忽略车轮的侧偏角,车辆转向时内外轮理想转角应保持以下关系：若忽略车轮的侧偏角，车辆转向时内外轮理想转角应保持以下关系：cot-cot=K/L (1)若自变角为，则因变角的期望值为=arccot(cot-K/L) (2)现有转向梯形机构仅能近似满足上式关系。

利用余弦定理可推得转向梯形的实际因变角如下：图2(3)(4)(5)（6）由（4）（5）（6）式得出（7）（8）由（3）（7）（8）式得出：实际因变角要求：（1） 列出转向机构的优化数学模型（2） 已知轮距2900mm；轴距L= 3800 mm；主销中心距K= 2100 mm；用Matlab中lsqcurvefit(……)函数或lsqnonlin(……)函数进行优化，求取设计变量梯形底角的值（要求底角范围在60-90度之间），转向梯形臂长度的值（要求在250-450mm之间）以满足设计需求。

该优化问题可以看作是将理想的内外转向轮曲线同待优化的内外转向轮角度关系进行拟合，MATLAB优化工具箱中提供了几种可供选择的优化函数：(1) [x,resnorm]=lsqcurvefit（fun,x0,xdata,ydata,lb,ub），该函数是进行非线性曲线的二次拟合。

其中F(x)为待优化的函数，数学模型为：(2) [x,resnorm]=lsqnonlin(……)，该函数求解非线性最小二乘问题，包括非线性数据拟合问题。

汽车转向梯形机构设计及matlab/simMechanics 仿真汽车转向梯形机构设计及matlab/simMechanics 仿真Trapezoidal steering mechanism design matlab simMechanics Simulation 一、汽车转向梯形机构设计1.设计模型与要求:已知汽车梯形转向机构如下图所示。

该车车型为沃尔沃，转向节跨距M 为1305mm ，前轮距D 为1535mm ，轴距L 为2640mm 。

该车最小的转弯半径R 为5300mm ，并且具有良好的传力性能。

2．结构概述与条件分析根据题目条件，转向节跨距M ，前轮距D ，轴距L 均已知，则设计梯形转向机构只需要确定连架杆a ，连杆b 和轮与连架杆之间的夹角0α即可。

由于aM b 2cos 0-=α 根据最小转弯半径R=11000，以及公式：)(21sin max M D R L--=α求出m ax α=30.61313．两侧转向轮偏转角之间的理想关系式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过快磨损，要求车轮作纯滚动。

显然只有在车轮轴线交于O 点才能实现。

此时的α和β满足以下关系式：LM +=βαcot cot 为此要精心地确定转向梯形机构的参数。

实际设计中，所有汽车的转向梯形都只能设计得再一定的车轮偏转角范围内，使两侧车轮偏转角的关系大体上接近于理想关系。

4．转向传动机构的优化设计4.1 传动机构连架杆与车轮轴线夹角0α的确定根据经验公式：︒±=5)34arctan(0ML α 带入数据得 0α=67.4161︒～77.4161︒，初步设计取的是72︒。

4.2 理论曲线与实际曲线焦点位置的确定以及连架杆a 的确定根据经验得交点一般发生在0.8m ax α～0.95m ax α=24.49°～29.0824°之间，实验中取α=26︒。

此时实际理论ββ==)tan tan arctan(ααM L L -=32.728°，带入实际公式，则可以确定连架杆a 值。

整体式转向梯形优化设计前言汽车工业发展的关键是汽车设计的更新和提高。

近几年来，随着用户对产品需求的日益多样化，汽车产品开发竞争也越来越激烈，特别是随着以计算机为代表的信息技术的出现。

汽车设计方法有了新的飞跃，设计过程彻底改变，并进入一个新的阶段——计算机辅助设计阶段，计算机辅助设计可以明显提高设计效率，降低设计成本，使得设计周期大大缩短。

目前，世界上发达国家的不少汽车公司已经大量采用计算机技术对汽车进行辅助设计，设计质量和设计效益有了很大的提高，加快了产品更新换代，提高了产品的竞争力，并正朝着智能型计算机辅助设计发展。

而我国汽车设计长期处于传统的低效的手工设计阶段，尽管近今年来我国汽车工业发展迅速，前后引进了许多国家的先进技术和产品，形成了批量生产汽车的能力。

但是在汽车设计方面，尤其是在汽车的优化设计方面还与国外存在着相当大的差距。

利用计算机进行最优化设计，是在六十年代才发展起来的一门新技术。

国内在近几年才开始从事这方面的研究与应用。

值得注意的是，虽然在汽车设计中采用最优化技术的历史时间很短，但其进展的速度确实十分惊人的。

无论在机构综合，通用机械零部件设计方面，还是在各种专业机械和工艺装备的设计方面都由于采用了最优化技术而取得了显著成果。

发展速度如此迅猛的原因，一方面是由于生产实践中有大批最优化的问题等待人们去解决，另一方面是由于计算机日益广泛的使用，为采用最优化技术提供了一个得力的计算工具。

运用计算机进行汽车最优化设计，对整个汽车设计学科产生了十分深刻的影响，使许多过去无法解决的关键性问题，获得了重大突破，可以说它正在引起机械设计领域里的一场革命。

优化设计作为一种新兴的技术，尽管目前还不很成熟和完善，但正在日益广泛的受到人们的重视。

转向梯形机构是汽车转向传动机构中很关键的一部分，在汽车转向系统中为了减少轮胎磨损，减小转向力，保证汽车转向时的内、外转向轮尽可能作纯滚动，这一要求由转向梯形机构的几何性能来实现。

整体式转向梯形机构的优化设计随着机械设备的不断发展，对于机构的优化设计也变得越来越重要。

其中，整体式转向梯形机构是一种常见的机构类型，它在工业领域中具有重要的应用价值。

本文将探讨整体式转向梯形机构的优化设计。

整体式转向梯形机构是一种通过摆动约束框架来实现转向功能的机构。

目前，其主要应用领域为车辆转向系统。

通常情况下，该机构由主动轮、从动轮、转向架以及梯形连杆等部件组成。

其中，主动轮和从动轮通过梯形连杆相互连接，转向架则通过约束框架连接至主动轮和从动轮上，以实现车轮的转向功能。

整体式转向梯形机构的优化设计主要从以下几个方面展开：首先，对于梯形连杆的设计要求。

梯形连杆是整个机构的核心部件，其尺寸和形状对机构的性能起着至关重要的作用。

因此，在进行设计时，应根据机构的具体使用环境和转向要求，合理确定梯形连杆的尺寸和形状，以保证机构的工作稳定性和可靠性。

其次，对于转向架的设计要求。

转向架主要起到连接主动轮和从动轮的作用。

在优化设计中，应考虑到转向架的稳定性、刚度以及连接方式等因素，以确保转向架的性能达到要求。

再次，对于摆动约束框架的设计要求。

摆动约束框架用于约束转向架的转向运动，使车轮能够良好的适应路面的起伏和承受各种路况下的压力。

因此，在设计时，应考虑到摆动约束框架所承受的载荷和力矩的大小，以提高机构的适应性和稳定性。

最后，对于轮胎的选择要求。

整体式转向梯形机构的性能也受到轮胎的影响，因此，在进行优化设计时，应选择具有优良性能的轮胎，以提高车辆的使用寿命和行驶安全性。

综上所述，整体式转向梯形机构的优化设计应从多个方面展开，在具体应用中，根据不同情况灵活调整优化方案。

相信通过更加精细的优化，整体式转向梯形机构将能更好地满足工业生产和社会发展的需求，为推动机械设备的高质量发展做出更大的贡献。

数据分析是对大量数据进行分析和解释的过程，以发现潜在的模式、预测趋势或寻找关联性。

在现代社会，数据分析已经成为各个领域的重要部分。

汽车整体式转向梯形机构仿真计算与优化
1汽车整体式转向梯形机构
汽车整体式转向梯形机构是汽车转向系统的重要组成部分，将驱动轴连接到车轮，形成一个梯形的整体机构，具有尺寸小、重量轻、安装容易、结构稳定等优点。

汽车整体式转向梯形机构可以显著改善汽车的行驶及操纵性能，从而提高汽车的安全性能。

2相关仿真计算
为了计算汽车整体式转向梯形机构的性能，使用计算机辅助工程软件进行仿真计算，获取梯形机构在不同载荷下的结构变形、动态参数和响应频谱，综合参数判断汽车整体式转向梯形机构的安全性和可靠性。

进一步用实验计算模型，模拟汽车实际行驶中的结构响应，更好地分析转向系统整体性能。

3优化设计
计算机仿真计算结果可以及时反馈至优化设计，使汽车整体式转向梯形机构得到不断改进。

基于多目标优化，可以改变机构的参数，同时充分考虑机构的性能指标和视觉外观，得到更合理的设计。

4结论
汽车整体式转向梯形机构是汽车转向系统的重要组成部分，可以大大改善汽车的行驶及操纵性能，提高汽车的安全性能。

针对汽车整
体式转向梯形机构，可以通过计算机仿真计算获取参数，从而进行多目标优化设计，得到更合理优化的结果。

汽车整体式转向梯形机构仿真计算与优化张俊【摘要】本文通过建立整体式转向梯形机构的简化的平面数学模型,确定了转向梯形的特性函数;通过推导外侧转向车轮的实际转角与转向梯形机构传动角的计算公式,建立了目标函数模型,确定了约束条件;通过对仿真结果进行分析,验证了优化设计结果的优点.【期刊名称】《交通节能与环保》【年(卷),期】2019(015)001【总页数】4页(P16-19)【关键词】整体式转向梯形;计算;优化【作者】张俊【作者单位】江苏联合职业技术学院无锡交通分院,江苏无锡 214151【正文语种】中文【中图分类】U463.40 引言在汽车行驶过程中，转向是最基本且出现频率最高的一种运动。

汽车转向系是汽车上最重要的系统之一，它是专门用于控制行车方向的机构，同时汽车转向系也是决定汽车安全性和操稳性的核心部件之一。

设计安全可靠的汽车转向机构能提升汽车的操作稳定性，提升汽车的总体品质，这是世界各地的汽车公司以及科研部门需要研究的重点课题。

现代汽车的转向系统通常都会在已有的转向梯形机构的基础上添加助力系统，助力系统的使用能够在一定的程度上改善汽车的平顺性以及操纵稳定性，但会因为缺少路面反馈使得驾驶员不能很好地感觉到路况[1]。

如果能够较好地解决转向机构的设计问题，就能保证汽车的各项性能在其转向运动时都能处在比较良好的状态。

本文主要选取整体式后置转向梯形机构作为分析对象，通过建立整体式转向梯形机构的简化的平面数学模型，研究分析其在低速状态下的转向性能，同时根据不同构件尺寸参数的改变，对转向性能产生的影响来进行优化，以便获得评价汽车转向性能和转向机构校核的新规范，在理论上支持转向机构的优化设计。

1 整体式转向梯形建模与特性计算1.1 转向梯形建模1.1.1 转向特性阿克曼理论在转向特性阿克曼理论中，假设前轮各个定位角都为零、汽车行驶过程中侧向力为零、汽车行驶系统为刚性[2]。

转向特性阿克曼理论的特点有：在汽车直线行驶的过程中，所有车轮的轴线都是互相平行的，并且都与汽车纵向中心面呈垂直角度；在汽车转向行驶的过程中，所有车轮全部都要绕同一个瞬时中心做圆周滚动，并且转向的内外轮胎必须满足如下所示的关系式：其中，θ、β分别为内侧和外侧转向轮的转角；S为汽车的轴距；K为两主销中心距离。