转向梯形优化设计matlab程序
完整版优化设计Matlab编程作业
化设计hl4HU©0⑥ 3 hlu 凹内r d X1州fci-rU-fFF卢F ♦ 忡下¥为+1 —*— S-ll-« F41：Si —MATLABoftiHMirjirCfiffliiiiJ PHI■1**■ 温不平?」11,・—喜M - 〜FT 文词一时y 片 34ml 3F*L9TR0i. Jill!-LkftLgWf 1S1CSI掰f 1 ■ >A A A »W I % ：k Dnfl w I ■ J k^lXMprfaMk tjn nn Alflhw初选 x0=[1,1] 程序：Step 1: Write an Mfle objfunl.m.function f1=objfun1(x)f1=x(1)人2+2*x(2)入2-2*x(1)*x(2)-4*x(1);Step 2: Invoke one of the unconstrained optimization routinesx0=[1,1]；>> options = 0Ptimset('LargeScale','off);>> [x,fval,exitflag,output] = fminunc(@objfun1,x0,options)运行结果： x =4.0000 2.0000 fval = -8.0000exitflag =1 output = iterations: 3 funcCount: 12 stepsize: 1 firstorderopt: 2.3842e-007algorithm: 'medium-scale: Quasi-Newton line search message: [1x85 char]非线性有约束优化1. Min f(x)=3 x ： + x 2+2 x 1-3 x 2+5 Subject to:g 2(x)=5 X 1-3 X 2 -25 < 0 g (x)=13 X -41 X 2 < 0 3 12g 4(x)=14 < X 1 < 130无约束优化 min f(x)=X 2 + x 2-2 x 1 x 2-4 x 1g5 (x)=2 < X 2 < 57初选x0=[10,10]Step 1: Write an M-file objfun2.mfunction f2=objfun2(x)f2=3*x(1)人2+x(2)人2+2*x(1)-3*x(2)+5;Step 2: Write an M-file confunl.m for the constraints. function [c,ceq]=confun1(x) % Nonlinear inequality constraints c=[x(1)+x(2)+18;5*x(1)-3*x(2)-25;13*x(1)-41*x(2)人2;14-x(1);x(1)-130;2-x(2);x(2)-57];% Nonlinear inequality constraints ceq=[];Step 3: Invoke constrained optimization routinex0=[10,10]; % Make a starting guess at the solution>> options = optimset('LargeScale','off);>> [x, fval]=...fmincon(@objfun2,x0,[],[],[],[],[],[],@confun1,options)运行结果：x =3.6755 -7.0744 fval =124.14952.min f (x) =4x2 + 5x2s.t. g 1(x) = 2X] + 3x2- 6 < 0g (x) = x x +1 > 0初选x0=[1,1]Step 1: Write an M-file objfun3.m function f=objfun3(x) f=4*x(1)人2 + 5*x(2)人2Step 2: Write an M-file confun3.m for the constraints. function [c,ceq]=confun3(x) %Nonlinear inequality constraints c=[2*x(1)+3*x(2)-6;-x(1)*x(2)-1];% Nonlinear equality constraints ceq口；Step 3: Invoke constrained optimization routinex0=[1,1];% Make a starting guess at the solution>> options = optimset('LargeScale','off);>> [x, fval]=...fmincon(@objfun,x0,[],[],[],[],[],[],@confun,options)运行结果：Optimization terminated: no feasible solution found. Magnitude of search direction less than2*options.TolX but constraints are not satisfied.x =11fval =-13实例：螺栓连接的优化设计图示为一压气机气缸与缸盖连接的示意图。
大学生方程式赛车转向梯形设计与优化
大学生方程式赛车转向梯形设计与优化邵非;李传昌;徐华源【摘要】转向系统是汽车的一个重要组成部分,转向系统的性能会直接影响到方程式赛车的动态特性.基于断开式转向梯形机构的分析研究,以转向梯形底角和梯形臂长为设计变量,对转向梯形机构进行优化设计,使其趋于平行阿克曼几何,实现车辆转向系统性能和效率的提升.优化设计的结果能为方程式赛车转向系统的设计和改进提供参考.【期刊名称】《上海工程技术大学学报》【年(卷),期】2018(032)001【总页数】6页(P58-63)【关键词】转向系统;断开式转向梯形;阿克曼几何【作者】邵非;李传昌;徐华源【作者单位】上海工程技术大学汽车工程学院,上海 201620;上海工程技术大学汽车工程学院,上海 201620;上海工程技术大学汽车工程学院,上海 201620【正文语种】中文【中图分类】U463.4与普通车道相比,赛车车道具有许多大直径弯道,方程式赛车需要在行驶过程中快速、稳定地通过各种弯道,与普通车辆相比方程式赛车对于转向系统设计要求有着明显的差别.合理的转向梯形能够提升整车的性能,在一定程度上提升车辆的行驶表现.因而方程式赛车转向梯形设计在整个转向系统的设计中显得尤为重要[1].1 方程式赛车转向梯形布置方案方程式赛车转向系统主要包括:方向盘、方向盘快拆器、转向柱总成、双万向节、转向传动柱、转向器和转向横拉杆等,如图1所示.方程式赛车转向机构采用齿轮齿条式转向形式,其布置按照以下原则:转向器布置在前轴之后,后置梯形设计;要保证汽车具有较好的灵敏性,转弯时减少车轮的侧滑,减轻转向盘上的反冲力;转向传动装置及拉杆系统要有足够的刚度、强度要求;同时在整个转向过程中不能出现摩擦现象,拉杆之间不能出现死角,在转向过程中传动比的变化应尽量小[1-2].1—方向盘;2—转向柱总成;3—花键连接部件;4—双万向节;5—转向传动柱;6—转向器;7—转向横拉杆;8—鱼眼球头销;9—方向盘快拆器.图1 转向系统结构图Fig.1 Steering system structure diagram转向梯形的布置形式在一定程度上由转向器的布置形式所决定.一般齿轮齿条式转向器布置形式大体可以分为4种:中间输入,两端输出;侧面输入,两端输出;侧面输入,中间输出;侧面输入,一端输出.考虑到方程式赛车车身结构的特点,驾驶舱空间普遍狭小,方向盘被布置在汽车转向盘中间轴斜向上的位置.此外，整个转向系统不能与驾驶员的腿部空间产生干涉.因此,选择中间输入,两端输出的齿轮齿条式转向器结构布置作为本次设计最终所采用的布置方案,具体情况如图2所示，这与传统的民用车辆的转向器形式有所不同.图2 中间输入,两端输出式转向器Fig.2 Intermediate input and two output steering gear转向梯形机构由横拉杆、梯形臂等组成,分为整体式转向梯形和断开式转向梯形.整体式转向梯形的横拉杆为一体式,适用于非独立悬架;断开式转向梯形的横拉杆是断开的,适用于独立悬架[1-2].大多数方程式赛车选择使用独立悬架,当转向轮独立悬接时,相对于车架每个转向轮分别独立运动,因此本设计采用与独立悬架配用的断开式转向梯形设计方程式赛车转向传动机构,如图3所示.图3 断开式转向梯形结构Fig.3 Disconnected steering trapezoidal structure 2 断开式转向梯形的理论分析汽车转向时,由转向传动机构决定车轮是保持平行还是一个轮比另一轮转过更多的角度.根据车轮转向角关系不同可以分为3类:阿克曼几何转向、平行式转向和反阿克曼几何转向，如图4所示.图4 转向角关系类型Fig.4 Steering angle relationship types由图可见,阿克曼几何关系一般适用于横向加速度较小的车辆,可保证所有车轮都能在没有滑动的情况下自由滚动,因为所有车轮都围绕一个滚动中心滚动.而在横向加速度较大的情况下模型会有所不同.由于实际轮胎都会有一个侧偏角,内侧轮的载荷也要比外侧轮小.从轮胎性能可知负载较轻的时候获得最大侧向力所需的侧偏角较小.使用低速几何结构(阿克曼关系),前内侧轮会被迫超过对应最大侧向力时的侧偏角,导致内轮被拖动,使轮胎升温并降低车速,进而影响赛道车辆行驶的动态表现,因而对于方程式赛车而言,通常平行式转向甚至反阿克曼结构可以作为理想的解决方案.在已知轮胎参数的情况下可以计算出正确的反阿克曼量,但大部分情况下计算得到的几何关系是在汽车高速状态下，而忽略了低速状态下轮胎变小的工况，考虑以上两种行驶状态，得到一个合理的近似几何关系如图5所示.图5 齿条位于前轴之后的阿克曼几何Fig.5 Ackerman geometry of rack behind front axle后置转向能产生阿克曼几何关系,齿条以及转向器系统内的横拉杆连接是被布置在前轴之后的,从主销中心开始画线,延伸到横拉杆外端,并交于后轴中心.转向节的这个角度使内轮转向角度大于外轮(转向时外张),可以获得一个较好的近似100%的阿克曼关系.平行式阿克曼获得内外轮转角差的方法是通过改变位置的方法,通过前移或后移齿条或拉杆的位置,这时两个拉杆外端球头间的连接不再是直线连接，如图6所示.图中,后置梯形将齿条前移时倾向于平行转向,最后至反阿克曼,齿条后移将增加转向时的前轮外张量,导致内外轮转角差更大.在此次转向梯形的设计中,选择平行式.图6 齿条移动对转向几何关系的影响Fig.6 Influence of rack travel on steering geometry2.1 断开式转向梯形机构数学模型分析阿克曼理论转向几何特性是指各个车轮只滚动不滑动且各车轮必须围绕一个中心点O转动,这个中心点O要落在后轴中心线的延长线上,左、右前轮也必须以O为圆心而转动,称为转向中心，如图7所示.由于车辆在行驶过程中受到轮胎侧偏角的影响,所有车轮不能实现理论中那样绕后轴的延长线上一点运动,而是绕处于前后轴之间的某一点运动.该点主要与前后轮胎的侧偏角有关,由于存在很多不确定的因素影响前后轮侧偏角大小,不能精确地测算.一般在分析中忽略轮胎侧偏角的影响,在此前提下满足理论分析情况,即前后轮绕处在后轴延长线上的瞬时转向中心运动[2].图7 理想状态下的内、外车轮转角关系Fig.7 Inner and outer wheel angles relationshipin ideal condition设θo为外侧转向轮转角;θi为内侧转向轮转角;L为汽车轴距;K为两主销中心延长线与地面的交点之间的距离.若要保证全部车轮绕一个瞬时转向中心行驶，则梯形机构应保证内外侧转向轮的转角关系为(1)若自变角为θo，则因变角θi的期望值为(2)现有的转向梯形仅能够近似满足以上关系式,利用余弦定理可以得到转向梯形实际的因变角为(3)式中：m为转向梯形臂长;γ为转向梯形底角.设计出的转向梯形的实际因变角应尽可能地接近理论上的期望值θi,二者之间的偏差在转向盘的中间位置转角较小的范围内应尽量变小,这样可以改善汽车在高速行驶时轮胎的磨损状况;而在汽车速度小一级、转弯角度大并且较低使用频率的情况下,可以适当地放宽设计的要求.因此,引入加权因子ω(θi),构成评价转向梯形机构设计优劣的目标函数为f(x)，表示为(4)将式(2)和式(3)代入式(4)得(5)式中:x为设计变量,为外侧转向轮最大转角.根据图7理想状态下的内外侧车轮转角关系,可以得到以下计算公式(6)式中:Dmin为汽车最小转弯直径;a为主销偏移距离.选用加权因子时,重点考虑在常用工况下,转角θo需要小于20°,并且使用最频繁的是10°以内的小转角,因此取(7)在设置相关约束条件时,要重点考虑到:当选用m和γ参量太小时,从而会使得作用在横拉杆的转向力过大;当m过大,而梯形底角没有发生变化时,会使得转向梯形机构整体的布置偏难.因此,有必要对m的上、下限和γ的下限进行相关的条件约束.所以,无须限制γ的上限.通过考虑以上的所有因素,最后得到转向梯形相关参数的约束条件为(8)在设计过程中,m一般取mmin=0.11K,mmax=0.15K,其中K=900,梯形底角γmin=65°,即99≤m≤135,γ≥65°,δ≥δmin=40°.同时,考虑到四连杆机构的传动角δ不可以太小,因此通常取40°.汽车在进行右转弯至极限位置的时候,转向梯形机构相关参数达到最小值,因此,只需要考虑右转弯时δ≥δmin即可.通过运用此图所做的辅助线及和弦定理,可以得出最小传动角的相对约束条件为(9)式中,δmin为最小传动角,由分析可知δmin=40°,由可知,设计变量m及γ的相关函数为δmin.2.2 建立转向梯形机构模型根据赛道规则和方程式赛车的设计经验,制定转向技术参数[2-3]，见表1.表1 转向系统技术参数表Table 1 Technical parameters table of steering system项目参数项目参数横拉杆长度/mm203梯形臂长度/mm54～110转向角传动比4.5∶1梯形底角/(°)60～100转向器长度/mm388齿条行程/mm17.8最小转弯半径/m5对于样车而言,其中两主销中心的延长线与地面交点间距K=1 168.4 mm,汽车轴距L=1 684 mm,左右梯形臂长度分别为AO=BO1=54.9 mm,整个转向器左右两断开点间距(即连接转向横拉杆两球头销间距)为387.858 mm;前轴主销内倾角为0,齿条最大伸长量为S=17.79 mm,前轴主销后倾角4°,根据最小转弯半径为5 000 mm,可以得到其最大内轮转角为26°;转向器到前轴距离H=88.9 mm.通过上述已知条件,将整个转向系统的立体机构投影并利用SolidWorks软件建立平面梯形机构,如图8所示.AO、BO1为梯形臂;AC、BD为转向横拉杆;CD为转向器.图8 转向梯形平面图Fig.8 Steering trapezium plan3 基于Matlab的转向梯形机构仿真3.1 建立目标函数根据式(1)至式(9)以及约束条件,运用Matlab语句并在Editor窗口中进行编写,保存为可调用的 .m文件,然后使用建立的目标函数进行分析[4-6].3.2 确定转向梯形臂长及底角设计参数范围通过Matlab软件建模分析得到了相关的数据曲线,可以得出在转向梯形机构中,梯形底角的改变所引起的对应的相关角度变化情况比梯形臂长度的变化影响更大.所以,梯形臂长度先采用理论的梯形臂长度,即初始梯形臂长度为110 mm,初始梯形底角是本次Matlab设计中主要的影响因素.当梯形臂长度为110 mm和初始梯形底角为62°时,输出角随着输入角的变化得到相应的实际值与期望值曲线,如图9(a)所示.当梯形臂长度为110 mm和初始梯形底角为80°时,输出角随着输入角的变化得到相应的实际值与期望值曲线,如图9(b)所示.通过曲线的显示可以得到,输出角实际情况和理论情况相差很大,所以,两组梯形底角不能成为最优的设计参数.3.3 转向梯形机构优化方案确定通过不断地改变自变量及仿真计算,最后确定合适的初始梯形底角范围为67°～70°.通过软件分析计算各个初始底角所模拟的实际曲线与理想曲线的偏差和重合度,对比实际值和理论值,最后确定转向最佳梯形底角为γ=68°,软件计算模拟曲线如图10所示.两曲线图的重合度也反映实际值和理论值的符合程度.经过上述计算及分析,最终转向梯形最佳的梯形臂长度确定为m=110 mm,梯形底角确定为γ= 68°.当内轮转角为7.65°时,外轮实际转角大概确定为4.68°,而此时的阿克曼转向几何的理论外轮转角为5.32°,因而相较于理论阿克曼,多出0.64°可以用以弥补内外轮的侧偏角之差,同时该转向梯形的设计较好满足设计要求,达到了转向梯形正常的功用以及方程式赛车对于转向系统的规则和性能要求.(a) γ=62°(b) γ=80°图9 不同梯形初始底角时赛车输出转角图 Fig.9 Racing output corner diagram with differentinitial trapezoidal angles图10 改进后输出角随输入角变化实际值与期望值曲线Fig.10 Actual value and expected value curves of improvedoutput angle with change of input angle4 结语本文主要针对大学生方程式赛车转向系统关键参数即转向梯形参数进行分析,使用仿真软件建立转向梯形函数模型并优化相关参数.用最小二乘法得到最接近理论阿克曼的梯形底角,通过逐渐改变梯形底角使其趋于平行阿克曼几何,确定了理想的梯形臂长度及梯形底角,满足了赛车转向系统的设计要求.此设计在一定程度上提升了转向系统的整体性能,起到了降低内外侧车轮侧偏角之差的作用,减少转向不足趋势并避免内侧的轮胎磨损,提升了方程式赛车在过弯时的动态表现.研究的结果可为方程式汽车及其他车辆转向系统的设计提供参考价值.参考文献:[1] 吉林大学，王望予.汽车设计[M].4版.北京:机械工业出版社,2016.[2] 蔡武.汽车转向梯形机构设计中的参数定义[J].专用汽车,2007(1):40-41.[3] 刘偲.某微型客车的电动助力转向系统匹配设计研究[D].长沙:湖南大学,2012.[4] 向铁明,周水庭,何明光.拖拉机转向梯形机构的MATLAB优化与转向特性分析[J].云南农业大学学报,2015,30(2):283-288.[5] 石启龙,杨建伟.基于MATLAB的断开式转向梯形机构的优化设计[J].机械设计及制造,2011(2):8-10.[6] ZHANG L,DONG E G,XING Y Y.Steering trapezoid mechanism design based on Monte Carlo method[C]//Proceedings of 2011 International Conference on Electronic & Mechanical Engineering & Information Technology.Harbin:IEEE,2011.。
赛车转向梯形优化设计
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在设 计汽油发电机组的外观结构时 ，我们 充分考虑和 追 求产品的差异化 。产 品差异化 ， 是增强产 品竞争 力、 占领市 场
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（ 下转 第 ８ ０页 ）
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转向梯形机构设计报告
采用齿轮齿条式转向器的转向梯形机构优化设计报告指导老师：***学生：黄志宇学号：********专业班级：车辆工程04班重庆大学方程式赛车创新实践班二〇一七年二月赛车转向系统是关系到赛车性能的主要系统，它是用来改变或恢复汽车行驶方向的系统的总称，通常，车手通过转向系统使转向轮偏转一定角度实现行驶方向改变。
赛车转向系统一股由方向盘、快拆、转向轴、转向柱、万向节、转向器、转向拉杆、梯形臂等部分组成。
其中，方向盘用于输入转向角度，快拆用于快速分离方向盘与转向柱，转向柱、转向轴、万向节共同将方向盘输入角度传递到转向器，转向器通过内部传动副机构将旋转运动转化为转向拉杆的直线运动，转向拉杆与梯形臂作用于转向节，实现车轮转向。
图1展示了转向系梯形结构，图2展示了赛车转向系统构成。
图1转向梯形机构图2赛车转向系统构成由于大赛组委会规则里面明确规定不允许使用线控或者电动转向，考虑到在赛车转向系统布置空间有限，且有严格的成本限制，以及轻量化的赛车设计目标，将赛车转向器范围限定机械式转向器。
目前，国内外的大多数方程式赛车采用齿轮齿条式转向器和断开式转向梯形结构。
●齿轮齿条式转向器齿轮齿条式转向器的传动副为齿轮齿条，其中，齿轮多与转向柱做成一体，齿条多与转向横拉杆直接连接，连接点即为断开点位置。
根据输出位置不同，分为两端输出式和中间输出式。
其主要优点是：结构简单，体积小，易于设计制作；转向器可选材料多样，壳体可选用招合金，质量轻；传动效率较高；容易实现调隙，当齿轮齿条或者齿条与壳体之间产生间隙时，可以通过安装在齿条背部的挤压力可调的弹簧来消除间隙；转向角度大，制造成本低。
其主要缺点是：传动副釆用齿轮齿条，正效率非常髙的同时，逆效率非常高，可以到达当汽车在颠簸路面上行驶时，路感反馈强烈，来自路面的反冲力很容易传递到方向盘；转向力矩大，驾驶员操纵费力，对方向盘的反冲容易造成驾驶员精神紧张，过度疲劳。
●断开式转向梯形结构根据转向器和梯形的布置位置的不同，断开式转向梯形又分为四类，分别为：转向器前置梯形前置，转向器后置梯形后置，转向器前置梯形后置，转向节后置梯形前置。
基于ADAMS软件的转向梯形计算机辅助设计
α文章编号:100127445(2003)0320246203基于ADAM S 软件的转向梯形计算机辅助设计韦超毅1,蒋国平2,周从钜1,谢美芝1(1.广西大学林学院,广西南宁530001;2.江苏大学汽车与交通工程学院,江苏镇江212013)摘要:转向梯形机构是使汽车转向时实现内、外轮理想转角关系的核心部件.本文应用机械系统动力学分析软件ADAM S 建立前悬架-转向系统的统一仿真模型,同时对前悬架和转向系统的运动学特性进行仿真分析,综合考虑其实际梯形转向特性与理论转向特性的接近性、转向梯形与悬架运动的协调性问题,为转向梯形设计提供了高效、精确的实用方法.关键词:ADAM S 软件;悬架;转向梯形中图分类号:U 463.2 文献标识码:A数字化虚拟样机技术是缩短汽车研发周期,降低开发成本,提高产品设计和制造质量的重要途径.目前国外许多汽车企业都已经大规模应用多媒体分析程序来进行汽车的运动学和动力学仿真,并且利用系统仿真的概念,从设计-试验-改进设计-再试验-再设计的设计理念转为设计-仿真-试验,使设计中的主要问题利用数字化虚拟样机技术在设计初期得以解决.本文利用机械系统动力学分析软件ADAM S 建立某国产轿车的前悬架-转向系统动力学模型,将前悬架和转向系统作为一个整体来进行系统研究,探讨了ADAM S 软件在断开式转向梯形设计中的应用.1 汽车理论转向特性与转向梯形设计为了确保汽车在转弯时四轮作纯滚动而不产生滑移,必须使两转向前轮轴的延长线与后轮轴延长线的交点作为转向中心进行转向,即所谓的阿克曼(A ckerm an )理论转向特性[1、2].此时,转向内外轮转角应满足如下关系:ctg Ηo -ctg Ηi =K L ,式中Ηo 为转向外轮转角,rad ;Ηi 为转向内轮转角,rad ;K 为两主销中心线延长线到地面交点的距离,m ;L 为轴距,m .这就是在设计转向梯形时,正确处理内、外轮转角关系的理论依据.转向梯形机构的主要功能是实现汽车转向时内、外轮理想的转角关系,但现有的汽车转向梯形的设计是不可能在整个转向范围内与阿克曼理论完全吻合的,只是尽可能与理论转向特性相接近.目前转向梯形设计、计算和校核的主要方法是平面转向梯形设计法和空间转向梯形设计法.平面转向梯形设计法,即平面作图法和平面解析法,也就是把实际空间运动的转向梯形机构投影到平面上进行分析计算,误差是明显的,特别是独立悬架上采用断开式转向梯形,由于杆件数量多,机构复杂,更会产生较大的计算误差.空间转向梯形设计法是运用空间机构学理论对实际断开式转向梯形机构进行空间分析和计算,在此基础上对转向梯形机构进行综合设计使其实现较理想的内、外轮转角关系.2 前悬架-转向系统的仿真模型ADAM S CA R 模块是机械系统动力学分析软件ADAM S 软件包中的一个专业化模块,主要用于对轿车(包括整车及各个总成)的动态仿真与分析.应用ADAM S CA R 对悬架系统进行建模原理相对比较简单,模型原理与实际的系统相一致.考虑到汽车基本上为一纵向对称系统,软件模块已预先对建第28卷第3期2003年9月广西大学学报(自然科学版)Jou rnal of Guangx i U n iversity (N at Sci Ed )V o l .28,N o.3 Sep t .,2003 α收稿日期:20021103;修订日期:20030725基金项目:江苏大学企业博士后科研基金作者简介:韦超毅(1965),男,广西浦北人,广西大学林学院讲师,江苏大学在读博士生.742第3期韦超毅等:基于ADAM S软件的转向梯形计算机辅助设计5 结 论综上所述,本文得到如下研究结论:(1)目前转向梯形设计所采用的平面梯形设计法和空间梯形设计法,局限于解决实际梯形转向特性与理论转向特性的接近性问题,不能有效地解决转向梯形与悬架运动的协调性问题.(2)本文以系统研究的观点,建立能真实有效地反映该轿车前悬架和转向系统的实际运动学特性的统一仿真模型,避免传统转向梯形模型设计方法的不足.(3)基于所建立的前悬架-转向系统仿真模型,利用ADAM S 软件对前悬架-转向系统的运动学特性进行仿真分析,综合考虑其实际梯形转向特性与理论转向特性的接近性、转向梯形与悬架运动的协调性问题,从而确定转向梯形的断开点的位置,为转向梯形设计提供了高效、精确的实用方法.参考文献:[1] 龚微寒.汽车现代设计制造[M ].北京:人民交通出版社,1995.[2] 王望予.汽车设计[M ].吉林:机械工业出版社,2000.[3] 耶尔森.赖姆帕尔.汽车地盘基础[M ].北京:科学普及出版社,1992.[4] 阿达姆.措莫托.汽车行使性能[M ].北京:科学普及出版社,1992.Com puter -a ided design of steer i ng trapezo id ba sed on ADAM S sof twareW E I Chao 2yi 1,J I AN G Guo 2p ing 2,ZHOU Cong 2ju 1,X IE M ei 2zh i1(1.Co llege of Fo restry ,Guangx i U n iversity ,N ann ing 530001,Ch ina ;2.Co llege of A u tomob ile and T raffic Engineering ,J iangsu U n iversity ,Zhen jiang 212013,Ch ina )Abstract :T he A ckerm an steering trap ezo id is the key p art on veh icle ,w h ich can en su re the A ckerm an steer angle w hen steering .T he ADAM S softw are is u sed to bu ild the fron t su sp en si on and steering system si m u lati on m odel and si m u lati on analysis of steering trap ezo id .A n accu rate and u sefu l m ethod is p rovided fo r design ing the sp litting A ckerm an steering trap ezo id .Key words :ADAM S softw are ;su sp en si on ;steering trap ezo id(责任编辑 刘海涛)842广西大学学报(自然科学版)第28卷 。
基于Matlab的转向梯形机构优化设计
点； 设计变量 ｘ的下界 向量 Ｌ ｂ和上界 向量 Ｕ ｂ ； ‘ ＮＩ ｃ ’ 是定义 非线性约束条件 的函数 名； ｏ ｐ ｔ ｉ ｏ ｎ ｓ 是设置优化选项参数 ； Ｐ １ ， Ｐ ２等是传递给 的 ｆ ｕ ｎ附加参数。
为 了避免在车辆转 向时产生路面对车辆行驶 的附加阻力 在大角度 的概率一般较小 ，且当转 向机构工作在大转 向角度 和轮胎过快磨损 ，要求转 向机构能保证在车辆转 向时所有车 时的车速 都相对较低， 可适 当放宽要求， 因此可引入加权因子。 轮均作纯滚动 。由机械原理可知 ，只有所有车轮 的轴线都交 取最大转 向角为ａ 一＝４ ０ 。 ， 并 由转 向梯形机构 的对称性可得 目 于一点时才能实现 。此交点称为转 向中心 。由此可得 内外轮 标 函数 为：
结构简单 ，加工制造方便而被广泛用于车辆转 向机构 中。本
通常将 内轮转角作为 自变量 ， 而将外轮转角作为因变量，
文从车辆行驶要求入手 ，通过对转 向梯形机构进行运动特性 并且在设计 时希望转 向梯形机构的 内外轮转角关系越接近理
分析 ， 以Ｍａ ｔ ｌ ａ ｂ 软件为优化工具 ， 对车辆转 向梯形机构进行优 论关系越好 。本文将外轮转角的实际值与理论值差值平方和
化设计 ，尽可能保证车辆在转 向过程 中各车轮 的轴线终交于 的平 方根最小作 为优 化 目标对转 向梯 形机构进行优化 分析 ，
瞬时转 向中心 。 １ 转向梯形机构的基本特性
因为车辆在实 际行驶过程 中，转 向机构经常工作在 小转 向角
度角度范 围内，并且此时的车速相对较高。而转 向机构工作
的ｈ ｅ ｓ ｓ ｉ ａ ｎ矩阵值 。
基于 MATLAB 的整体式转向梯形优化设计
基于 MATLAB 的整体式转向梯形优化设计喻超;王保华【摘要】以整体式转向梯形机构的平面模型为基础，建立了以实际外轮转角与理想转角偏差均方根为最小的目标函数。
首先根据图解法对整体式转向梯形机构进行了初步分析，然后基于 MATLAB 优化工具箱，对整体式转向梯形机构进行优化设计，与图解分析结果进行对比，验证了优化结果的正确性。
最后基于MATLAB/GUI 设计了可视化的交互界面，简化了整体式转向梯形的优化计算。
%Based on the plane model of integral steering trapezoidal mechanism, an optimum math model of objective functions which is minimum error of root mean square between practical and ideal outer corner angle was established. Firstly, according to the graphic method, the integral steering mechanism was analyzed, and based on the MATLAB optimization design of the integral steering trapezoid mechanism was carried out to verify the correctness of the optimization results. Finally, the interactive interface was designed based on MATLAB/GUI, which simplifies the optimization calculation.【期刊名称】《汽车实用技术》【年(卷),期】2016(000)008【总页数】4页(P141-143,147)【关键词】整体式转向梯形;优化设计;MATLAB/GUI【作者】喻超;王保华【作者单位】湖北汽车工业学院，湖北十堰 442002;湖北汽车工业学院，湖北十堰 442002【正文语种】中文【中图分类】U463.4510.16638/ki.1671-7988.2016.08.046CLC NO.: U463.45 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2016)08-141-04为了减小行驶阻力和轮胎磨损，理想的转向传动机构应使车辆在转弯过程中各车轮处于纯滚动而无侧滑的状态，即在设计转向梯形时，希望汽车内外轮转角完全符合Ackerman转向原理[1]，但是由于转向梯形机构自身的限制，其实际转角与Ackerman理想转角之间存在一定的偏差。
优化方法MATLAB编程——大连理工大学
优化方法上机大作业学院：姓名：学号：指导老师：肖现涛第一题源程序如下：function zy_x = di1ti(x)%di1ti是用来求解优化作业第一题的函数。
x0=x; yimuxulong=0.000001;g0=g(x0);s0=-g0;A=2*ones(100,100);k=0;while k<100lanmed=-(g0)'*s0/(s0'*A*s0);x=x0+lanmed*s0;g=g(x);k=k+1;if norm(g)<yimuxulongzy_x=x;fprintf('After %d iterations,obtain the optimal solution.\n \n The optimal solution is \n %f.\n\nThe optimal "x" is "ans".',k,f(x) )break;endmiu=norm(g)^2/norm(g0)^2;s=-g+miu*s0;g0=g; s0=s;x0=x;endfunction f=f(x)f=(x'*ones(100,1))^2-x'*ones(100,1);function g=g(x)g=(2*x'*ones(100,1))*ones(100,1)-ones(100,1);代入x0,运行结果如下：>> x=zeros(100,1);>> di1ti(x)After 1 iterations,obtain the optimal solution.The optimal solution is-0.250000.The optimal "x" is "ans".ans =0.005*ones(100,1).第二题1.最速下降法。