《“夢想4.0號”賽車轉向系設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《“夢想4.0號”賽車轉向系設計（89頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 設計說明書 “夢想4.0號”賽車轉向系設計 學生姓名： 學號： 學 院： 專 業(yè)： 指導教師： 20 年 月第 2 頁 共 67 頁 “夢想4.0號”賽車轉向系設計摘要賽車轉向系統(tǒng)是大學生方程式賽車底盤設計中重要的一環(huán)，也是車輛底盤的四大系統(tǒng)之一，作為多彎賽道的競速類比賽賽車，轉向系統(tǒng)的性能決定了車輛在賽道彎道中的車身姿態(tài)、過彎速度等諸多性能表現(xiàn)。本畢業(yè)設計根據比賽規(guī)則要求及車隊設計目標，對2017賽季中北大學行知車隊賽車“夢想4.0號”賽車轉向系統(tǒng)進行設計，結合2016賽車車隊賽車轉向設計的設計流程與方法，零件加工制造的材料與工藝，以及最后總裝的經驗，對新賽季的賽車轉向系統(tǒng)設計過程和方法進

2、行改進和優(yōu)化。文中通過對賽車和傳統(tǒng)乗、商用車轉向系統(tǒng)的對比，根據規(guī)則與實際需求確定新賽車轉向系統(tǒng)的設計目標與流程。對比不同類型的轉向機，選定賽車轉向機類型為齒輪齒條式轉向機；對賽車轉向系統(tǒng)的參數與載荷進行了計算與校核；討論了主銷定位參數與輪胎定位參數對車輛轉向的影響，并確定其具體參數；根據整車設計需求，確定轉向梯形結構方案與梯形布置形式；相比較上賽季轉向系統(tǒng)設計，引入輪胎側偏角對轉向的影響，建立帶有阿克曼校正系數的目標關系，并利用MATLAB軟件進行實際梯形的優(yōu)化；在運動學仿真軟件ADAMS/Car中建立模型，進行車輪跳動分析;利用CATIA進行相關部件三維建模設計；利用ANSYS對零部件進行

3、力學分析。關鍵詞：大學生方程式賽車，轉向梯形MATLAB優(yōu)化，轉向機設計，輪芯立柱設計Design of the Dream 4.0 Racing Steering SystemOf North University Of ChinaAbstractThe car steering system is an important part of Formula Student chassis design, also it is one of the four systems of the car chassis, as a multi-curved track racing car,the p

4、erformance of the steering system determines the performance of the vehicle in the track corner of the body posture, cornering speed and many other performance. The graduation design is based on the rules of the competition and the design goals of the fleet. It is designed for the NUC Racing Team Dr

5、eam 4.0 racing steering system for the 2017 season tour.Combined with 2016 racing car racing steering design process and methods, parts processing materials and technology, as well as the final assembly experience, the new season of the car steering system design process and methods to improve and o

6、ptimize. In this paper, the design goals and processes of the new car steering system are determined according to the rules and the actual demand by comparing the car and the traditional and commercial vehicle steering system.The parameters and load of the steering system are calculated and checked.

7、 The main pin positioning parameters and the tire positioning parameters are discussed for the steering of the vehicle. The steering type of the steering gear is different from that of the steering wheel. And to determine the specific parameters; according to the vehicle design needs to determine th

8、e steering trapezoidal structure of the program and trapezoidal layout form; compared to last season steering system design, the introduction of tire deflection angle on the impact of the establishment of Ackermann correction coefficient And then use the software to carry out the actual trapezoidal

9、optimization. The model is established in the kinematic simulation software Adams / Car, and the wheel beating analysis is carried out. The three-dimensional modeling of the relevant parts is carried out by using CATIA. The mechanical analysis of the parts is carried out by ANSYS.Keywords:Formula St

10、udent,MATLAB optimization of steering trapezoid, Steering machine design,Wheel core column design目 錄1 緒論11.1 Formula SAE介紹11.1.1 比賽起源11.1.2 中國大學生方程式汽車大賽11.2 國內、外大學生方程式汽車大賽轉向系統(tǒng)研究現(xiàn)狀31.3 歷年中北大學行知車隊及車隊賽車轉向系統(tǒng)發(fā)展41.3.1 2013賽季41.3.2 2014賽季41.3.3 2015賽季51.3.4 2016賽季61.4 本畢業(yè)設計各章內容及意義62 大學生方程式賽車轉向系統(tǒng)概述82.1 賽車轉向

11、系統(tǒng)的構成82.2 賽車轉向系統(tǒng)與乘、商用車的差異82.3 賽車轉向系統(tǒng)的設計目標92.4 本章小結103 大學生方程式賽車轉向系統(tǒng)設計113.1 轉向機結構及選型113.1.1 轉向機結構分類及優(yōu)缺點113.1.2 轉向機方案選型123.2 轉向系統(tǒng)主要性能參數設計133.2.1 外側車輪最大偏轉角度133.2.2 轉向系統(tǒng)角傳動比163.2.3 轉向系統(tǒng)轉矩傳動比173.3 轉向系統(tǒng)計算參數設計183.3.1 齒輪齒條參數及齒條行程183.3.2 轉向梯形梯形臂長度203.3.3 轉向系相關計算載荷確定203.4 主銷定位參數及前輪輪胎定位參數的確定223.4.1 主銷定位參數223.4.

12、2 前輪輪胎定位參數233.4.3 參數的確定243.5 本章小結244 大學生方程式賽車轉向梯形優(yōu)化254.1 轉向梯形結構方案254.2 轉向梯形布置形式264.3 轉向關系優(yōu)化274.3.1 標準阿克曼轉向幾何學274.3.2 側偏角存在時的內、外側車輪轉角關系284.3.3 目標轉向關系優(yōu)化324.4 轉向梯形優(yōu)化344.4.1 桿系結構所確定的轉角關系344.4.2 根據三心定理確定轉向橫拉桿斷開點354.4.3 轉向梯形參數優(yōu)化結果364.5 本章小結405 轉向系統(tǒng)相關動力學分析415.1 ADAMS/Car介紹415.2 前懸及轉向系統(tǒng)建模415.3 車輪輪跳分析425.3.1

13、 前輪外傾角變化425.3.2 前輪前束角變化435.3.3 前輪主銷內傾角435.3.4 前輪主銷后傾角445.4 本章小結446 轉向系統(tǒng)相關部件設計建模及分析456.1 CATIA簡介456.2 ANSYS簡介456.3 方向盤設計456.4 轉向機設計與分析466.4.1 轉向機齒輪設計與分析466.4.2 轉向機齒條設計與分析506.5 輪芯立柱設計與分析516.5.1 輪芯設計與分析526.5.2 立柱設計及分析556.6 本章小結597 2016賽季總結607.1 2016賽季總結607.2 本章小結628 總結與展望638.1 總結638.2 展望63參 考 文 獻65致 謝6

14、7IV1 緒論1.1 Formula SAE介紹1.1.1 比賽起源Formula SAE（簡稱：FSAE）賽事起源于1978年美國波斯頓，第一次比賽舉辦時，13支隊伍中有11支隊伍完賽，當時的比賽用車是一輛木制5馬力賽車。Formula SAE賽事意在挑戰(zhàn)在校本科生，研究生團隊的創(chuàng)新、設計與制造小型方程式賽車的能力。在與來自世界各地的大學生車隊的較量中，大賽給了參賽人員與車隊證明和展示自己創(chuàng)造力與制造技術的機會。Formula SAE賽事歷經逐年的發(fā)展與演變到現(xiàn)在，已經發(fā)展都世界各地，成為了車輛、機械等相關專業(yè)在校大學生的一場技術與制造的狂歡盛典。第一屆中國大學生方程式大賽（簡稱：FSC）于

15、2010年在中國汽車工程學會、易車集團和各大學汽車院校聯(lián)合發(fā)起舉辦。中國FSC大賽得到了社會各界多方的關注，各大國內知名汽車企業(yè)基于對汽車后備人才的培養(yǎng)，紛紛踴躍贊助大賽開展。各大企業(yè)不僅在在資金上贊助大賽，并在比賽中派出近百位汽車研發(fā)和實驗的技術專家擔任賽事現(xiàn)場裁判，與各參賽隊進行交流與指導。1.1.2 中國大學生方程式汽車大賽中國大學生方程式大賽旨在為中國汽車產業(yè)培養(yǎng)后備人才，各大學參賽隊被假設為一家汽車制造公司，隊員有在讀大學生與研究生組成，車隊被要求在一年的時間內，嚴格遵守組委會所制定并頒布的最新比賽技術規(guī)則，自主完成設計、加工、組裝、測試。調教等任務，制造一臺用來參賽的賽車。為了使各

16、參賽車隊充分的發(fā)揮設計的靈活性，以表達創(chuàng)造力和想象力，賽事除了必要技術、安全標準外，對車輛的整體設計沒有太多的限制，避免了參賽車輛的高度相似，各參賽車隊有著充分的發(fā)揮空間。中國大學生方程式大賽一般安排在每年的十月中旬，在位于湖北襄陽的夢想方程式賽車場舉辦。比賽日比賽項目分為靜態(tài)項目和動態(tài)項目兩大部分，項目具體內容如表1.1所示1。除此之外，各參賽車隊需要按照組委會的規(guī)定，在相應的時間節(jié)點提交如：設計報告、商業(yè)邏輯方案、成本報告、前端緩沖結構數據、和賽車基本信息等相關文件，未安規(guī)定時間提交或未安要求提交的車隊會面臨罰分甚至取消比賽資格的處罰。表 1.1 中國大學生方程式汽車大賽項目內容及分值靜態(tài)

17、項目營銷報告75賽車設計150成本與制造分析100動態(tài)項目直線加速測試758 字繞環(huán)測試50高速避障測試150耐久測試300效率測試100總分1,000在比賽日，各車隊面臨的第一個考驗是技術檢查。通過裁判的技術檢查是賽車駛上賽道參加動態(tài)項目的前提條件。技術檢查項目繁雜主要包括：機械結構檢查、側傾臺檢查、制動測試、電氣檢查四大部分，以保證各車隊所制賽車是嚴格按照組委會規(guī)則制造，以保證比賽的公平性與車輛的安全性。（圖1.1為賽車車檢）圖 1.1 賽車車檢營銷報告是要求車隊將自己假定為賽車制造公司，向投資方（即裁判）展示自己的賽車，并說服投資方進行投資。緣于比賽規(guī)則的開放性和各個車隊的逐年比賽的技術

18、積累，各參賽車隊的賽車設計也各有亮點，所以在賽車設計這個環(huán)節(jié)，各車隊參與答辯的隊員被要求充分向裁判展示賽車設計的亮點與設計理念，以及應用的新技術與材料，運用了哪些軟件分析來輔助賽車設計，并且對裁判所針對的細節(jié)問題進行解答。成本與制造分析需要參賽隊按照標準化的成本計算方式，對照組委會所發(fā)布的標準零件價格表來核算賽車的制造成本，要求不遺漏任何一個微小部件，不丟掉任何一道工序，做到詳實精準，并在答辯時按照裁判所給出的“案例分析”場景，回答相關問題。動態(tài)項目是大賽的重頭戲，也是賽車性能的舞臺。直線加速考驗了車輛的動力性、輕量化及輪胎型號的選擇；8字繞環(huán)檢測了賽車的轉向系統(tǒng)、懸架系統(tǒng)、以及車手的能力；高

19、速避障綜合評價了賽車的機動性和操縱性，綜合了加速、制動、高速過彎等多種工況，只有通過了高速避障項目才能參加耐久測試；耐久測試是對車輛及整個車隊的考驗，約10公里的長賽程需兩名車手完成，比賽工況復雜，對車輛耐久性、可靠性、車手技術及車隊的團隊都是一次考驗，諸多車隊在此項目中失利，以至于無法完賽；效率測試反映了賽車的節(jié)油能力，與耐久賽同步進行。大學生方程式大賽所涉及的關乎車輛設計、制造、測試、調教、銷售等整個汽車產業(yè)鏈的方方面面，是一次對學生能力的綜合比拼。隨著比賽的發(fā)展，比賽規(guī)模的擴大，越老越多非車輛、機械相關專業(yè)的學生加入，在使賽事蓬勃發(fā)展的同時，也為他們創(chuàng)造了一個巨大的學以致用的平臺，為社會

20、各行各業(yè)培養(yǎng)了大量優(yōu)秀的人才。1.2 國內、外大學生方程式汽車大賽轉向系統(tǒng)研究現(xiàn)狀國外對賽車轉向系統(tǒng)動力學方面的研究開始較早,1995年,美國人Douglas L.Milliken編寫的賽車車輛動力學2著重分析了輪胎在轉向系統(tǒng)中的作用。日本作家雞田幸夫2012年編著汽車設計制造指南3,以日本大學生方程式大賽參賽車輛為例,對賽車的設計制造流程進行了指導，并提出了對車輛性能的諸多檢驗方法，被日本各車隊廣為參考，并對中國各大學車隊賽車設計有深遠影響。國內對于FSAE賽車轉向系統(tǒng)的研究則是最近幾年隨著比賽才興起，也逐漸的形成了自己的理論及設計體系，例如，北京航空航天大學于2016年編寫并發(fā)售的大學生方

21、程式賽車設計4就是國內第一本基于中國大學生方程式汽車大賽賽車的整體技術開發(fā)及流程的指導性書籍，以中國賽的實際情況出發(fā)，對賽車各方面的基礎知識進行了講解與指導。1.3 歷年中北大學行知車隊及車隊賽車轉向系統(tǒng)發(fā)展1.3.1 2013賽季2013年，中北大學行知車隊仍在參加Honda中國節(jié)能車競技大賽，但已有意向參加中國大學生方程式汽車大賽，并整合資源與人員試制了山西省高校第一輛大學生方程式賽車，如圖（1.2）。圖 1.2 行知車隊試制樣車1.3.2 2014賽季經過隊員一年的構思、設計、加工、組裝、調試，夢想“1.0”終赴襄陽夢想賽車場參加2014年中國大學生方程式汽車大賽（圖1.3）。并在成本報

22、告中取得了第四名的成績。作為第一次參賽的隊伍，雖然沒有完賽，但是在賽場和其他車隊的交流過程中，學到了很多先進的，設計、制造、加工經驗，為下個賽季的賽車設計提供了指導。圖 1.3 行知車隊夢想“1.0”賽車1.3.3 2015賽季有了上一賽季的設計、制造、參賽經驗，夢想“2.0”作為第二代方程式賽車（圖1.4），采用重新標定的JH600發(fā)動機，雙叉臂獨立懸架、氣動換擋技術，并通過輕量化設計，較往年整體減重68kg，成本報告取得了第五名的成績。這一賽季的轉向系統(tǒng)采用了是成品轉向機，雖然進行了改裝但還是與設計有很大偏差，而且在裝配過程中，裝配方式的不合理，使得轉向軸不同軸，從而在使用過程中出現(xiàn)了轉向

23、過重，轉向梯形在使用中出現(xiàn)死點、轉向節(jié)臂與立柱螺栓連接防松處理不合理導致節(jié)臂松脫等影響正常操縱的嚴重問題。圖 1.4 行知車隊夢想“2.0”賽車1.3.4 2016賽季夢想“3.0”（圖1.5）仍采用JH600單缸發(fā)動機作為賽車動力系統(tǒng)，車隊第一次使用全替代ECU（Haltech）等大賽主流技術，在設計、制造、調試過程中仔細論證、實驗，首次在襄陽夢想賽車場完賽，是車隊發(fā)展歷程中重要的轉折點。本次賽車第一次使用了自制的轉向機，雖與強隊還有一定的技術差距，但效果明顯，自制轉向機的可靠性得到了實戰(zhàn)的檢驗。轉向過重、轉向機構死點、節(jié)臂松脫問題得到了解決，但也暴露了輕量化設計不到位、轉向機固定方式不合理

24、、轉向空行程過大、雙聯(lián)萬向節(jié)傾覆、夾具不合理導致焊接變形等問題。圖 1.5 行知車隊夢想“3.0”賽車1.4 本畢業(yè)設計各章內容及意義本畢業(yè)設計課題基于中北大學行知車隊2017賽季賽車“夢想4.0”，完成對新賽季賽車的轉向系統(tǒng)設計，對轉向系統(tǒng)各部件進行優(yōu)化，拉近與國內強隊之間的技術及設計理念的差距。具體內容如下：第1章 介紹了中國大學生方程式汽車大賽的具體情況，闡述了國內、外賽車轉向系統(tǒng)的現(xiàn)狀，展示了中北大學行知車隊從參賽以來，車隊及賽車轉向系統(tǒng)的發(fā)展，并闡述了本課題背景。第2章 介紹了大學生方程式賽車轉向系統(tǒng)的構成，對比了賽車轉向系統(tǒng)與乘用車、商用車轉向系統(tǒng)的差異，并制定了新賽車轉向系統(tǒng)的設

25、計目標。第3章 確定了本設計所用轉向機類型；通過對賽道的分析對確定了轉向系統(tǒng)主要性能參數；通過計算得到了齒條行程、梯形臂長度的初選值，并進行了轉向系載荷初步校核；討論了主銷定位參數和前輪輪胎定位參數對轉向系統(tǒng)的影響，并確定了具體數值。第4章 確定轉向梯形結構方案；確定轉向梯形的布置形式；建立考慮輪胎側偏角時的內外側車輪轉角關系；引入阿克曼校正系數，并利用MATLAB進行優(yōu)化獲得還有阿克曼校正系數的目標關系；建立桿系結構確定的轉角關系；利用三心定理確定斷開點；通過MATLAB編程進行梯形參數優(yōu)化，對梯形相關參數進行確定。第5章 使用ADAMS/Car并進行前懸的動力學仿真實驗，分析主銷及前輪定位

26、參數的變化，判斷轉向系統(tǒng)各參數是否設置合理。第6章 利用CATIA進行轉向系統(tǒng)相關部件建模，如方向盤、轉向機齒輪齒條、轉向機殼體、輪芯立柱等，并利用ANSYS對關鍵受載荷部件進行力學分析，在保證可靠性的前提下實現(xiàn)輕量化設計。第7章 對2016賽季進行總結。第8章 對本文進行了全面總結，提出了本設計未來的改進方向。本課題意義：以中北大學行知車隊“夢想4.0”為研究對象，在基于往年賽車轉向系統(tǒng)的基礎上進行改進設計，應用軟件進行仿真實驗，以保證轉向系統(tǒng)設計的合理性與可靠性。并為以后的賽車轉向系統(tǒng)設計提供參考，其次使新入隊隊員盡快能對轉向系統(tǒng)設計方法及流程有較為全面的認知。第 79 頁 共 67 頁2

27、 大學生方程式賽車轉向系統(tǒng)概述轉向系統(tǒng)是汽車底盤構造四大系統(tǒng)之一，是汽車底盤構造中不可或缺的一部分。汽車轉向系統(tǒng)的功用是保證汽車能夠按駕駛員的意志改變或恢復行使方向。5駕駛員對車輛的控制絕大部分是通過轉向系統(tǒng)來實現(xiàn)的，車輛的性能表現(xiàn)受到其性能的直接影響。本章著重介紹大學生方程式賽車轉向系統(tǒng)的構成和其與乘用車、商用車轉向系統(tǒng)的不同，并根據中國大學生方程式汽車大賽規(guī)則確定轉向系統(tǒng)的設計要求。2.1 賽車轉向系統(tǒng)的構成轉向系統(tǒng)的作用，通俗的說就是使轉向輪在駕駛員的控制下偏轉一定的角度，從而實現(xiàn)是車輛改變現(xiàn)有的行使方向。如圖2.1所示，大學生方程式賽車轉向系統(tǒng)從駕駛艙起一般有以下部分組成：方向盤、方向

28、盤快拆器、轉向柱、萬向節(jié)（或其他變向連軸裝置）、轉向軸、轉向機、轉向橫拉桿、轉向梯形臂等，此外還包含轉向柱吊裝支架架、轉向軸固定支架、轉向機安裝底板等周邊固定部件。其中，駕駛員通過轉向系統(tǒng)操作機構及方向盤、轉向柱、萬向節(jié)（或其他變向連軸裝置）、轉向軸將操縱力（旋轉運動）傳遞到轉向機，轉向機將旋轉運動通過內部機械結構轉變?yōu)橹本€運動，通過推動或拉動轉向橫拉桿作用于固定于立柱上的轉向節(jié)臂，從而使轉向輪圍繞主銷軸線轉動。圖 2.1 賽車轉向系統(tǒng)結構示意圖2.2 賽車轉向系統(tǒng)與乘、商用車的差異賽車轉向系統(tǒng)在功能、機械結構方面和乗、商用車類似。但由于賽車的結構、行使條件、使用工況、規(guī)則限制等方面與乗、商用

29、車有較大的區(qū)別，兩相比較有以下幾點不同：（1） 轉向機布置形式。大學生方程式賽車定位是小型單人單座賽車，轉向機需布置在整車中心線上，轉向機直線運動需對稱輸出；根據我國的相關規(guī)定，乗、商用車都為左舵車，固轉向機布置在整車中心線以左，轉向機直線運動的輸出也是不對稱的。（2） 角傳動比。大學生方程式汽車大賽賽道彎道多，彎道角度多變，車輛需在較高車速下快速進出彎道以及在出現(xiàn)轉向過度和轉向不足時快速修正車輛方向，需保證車手在不換手的情況下達到轉向輪的最大偏角，這使得賽車的方向盤單側轉角要小于一般乘用車的540，更是遠小于商用車，賽車方向盤一般最大單側轉角小于150。同時也使得一般賽車轉向系統(tǒng)的角傳動比在

30、81以下，小于乘用車的121到201，更小于商用車的161到321。（3） 轉向助力裝置。乗、商用車為了使駕駛員操縱輕便，尤其是為了降低商用車駕駛員的工作強度，通常都加裝轉向助力裝置。但出于對方程式賽車輕量化、內部布置空間、整備質量都在200kg左右以及助力裝置設計難度等方面的考慮，通常不安裝轉向助力裝置。（4） 轉向系統(tǒng)自由行程。方程式賽車所參與的比賽屬于競技競速項目，對轉向的精準度有較高的要求，根據比賽規(guī)則，轉向系統(tǒng)的自由行程不得超過 7 （在方向盤上測量）1。乘用車為了使駕駛員在操作時留有容錯的余地以及避免在操作時精神的高度緊張，所以自由行程一般在15左右，商用車輛則更大。2.3 賽車轉

31、向系統(tǒng)的設計目標根據中國大賽規(guī)則及以往參賽經驗，賽車轉向系統(tǒng)設計目標及要求如下：（1）方向盤必須與前輪機械連接。不得采用線控、電控轉向。（2）轉向系統(tǒng)必須安裝有效限位塊，防止轉向連桿機構結構反轉，并防止轉向輪及轉向桿件在行使過程中與車輛其他部分如：車架、懸架等發(fā)生接觸、干涉。（3）在方向盤上測得的自由行程不得超過7。（4）方向盤必須通過快拆器安裝在轉向柱上，必須保證車手在坐姿、佩戴手套時快速操作快拆器。（5）方向盤輪廓必須為連續(xù)閉合的近圓形或橢圓。（6）方向盤在任何角度，其最高點不得高于賽車前環(huán)，與前環(huán)的距離不得超過250mm。（7）轉向系統(tǒng)中的連接件必須通過機械連接，并采用規(guī)則允許的防松措施

32、。（8）轉向系統(tǒng)需在滿足賽車使用需求，保證可靠性的前提下進行輕量化設計。2.4 本章小結本章介紹了大學生方程式賽車轉向系統(tǒng)的構成，對比了賽車轉向系統(tǒng)與乘用車、商用車轉向系統(tǒng)的差異，并根據組委會規(guī)則和過往經驗制定了新賽車轉向系統(tǒng)的設計目標。3 大學生方程式賽車轉向系統(tǒng)設計3.1 轉向機結構及選型3.1.1 轉向機結構分類及優(yōu)缺點如前文所述，根據大賽組委會發(fā)布的大賽規(guī)則，大學生方程式賽車不允許使用線控及電動轉向，車內布置空間有限不適合使用轉向助力裝置，有輕量化設計目標，有較為嚴格的成本控制，所以賽車轉向系統(tǒng)中的轉向機只能選擇傳統(tǒng)機械轉向機。常見轉向機根據傳動副的區(qū)別分為以下幾類5：（1） 齒輪齒條

33、式轉向機齒輪齒條式轉向機（圖3.1）中通過齒輪齒條的壓緊嚙合，將轉向齒輪軸的旋轉運動轉變?yōu)檗D向齒條的直線運動。優(yōu)點：結構簡單動作可靠，體積小，易于設計，加工簡單；材料選擇多樣，易于通過材料選擇實現(xiàn)輕量化；齒輪齒條傳動效率高；調隙方式簡單可靠。缺點：逆效率高。在車輛顛簸時，傳遞到方向盤的沖擊較大。圖 3.1 齒輪齒條轉向機內部結構示意（2） 循環(huán)球式轉向機循環(huán)球式轉向機（圖3.2）是目前國內外中大型汽車上較為流行的轉向機結構形式。通過螺桿-螺母、齒條-齒扇兩級傳動副，螺桿轉動時轉向螺母軸向移動，驅動齒扇轉動。優(yōu)點：安全性、可靠性好；傳動效率較高；通過改變齒扇的工作半徑可以實現(xiàn)可變傳動比。缺點：逆

34、效率較高；結構復雜，精度要求高不利于設計及加工。圖 3.2 循環(huán)球轉向機內部結構示意（3） 螺桿曲柄指銷式轉向機螺桿曲柄指銷式轉向機（圖3.3），轉向蝸桿轉動，與之嚙合的指銷其軸線轉動。優(yōu)點：結構簡單；效率高；壽命長；易于實現(xiàn)變傳動比。缺點：單指銷式在指銷角度過大時，指銷與蝸桿脫離，失去轉向功能；雙指銷式結構復雜，質量與尺寸較大，制造精度要求高。圖 3.3 螺桿曲柄指銷式轉向機內部結構示意3.1.2 轉向機方案選型根據規(guī)則及需求，賽車轉向機需滿足以下條件：（1） 鼓勵自制。組委會對各車隊賽車的所有部件都鼓勵自制，自制轉向機需便于設計，加工方便。（2） 輕量化。作為賽車的一部分，轉向機也需要實現(xiàn)

35、輕量化設計，使用鋁合金材質，甚至碳纖維，來實現(xiàn)輕量化。（3） 成本要求。車隊在設計制作賽車時需要控制成本，在保證設計需求的前提下，選擇成本較為低廉的方案。（4） 駕駛艙空間。規(guī)則要求如圖3.4的檢測板放入駕駛艙來檢測內部空間尺寸，這就要求布置在駕駛艙中的轉向機不能侵占過多駕駛艙空間。圖 3.4 駕駛艙內部空間檢測板綜上考慮，對照各類轉向機特點及賽車設計需求，選擇結構原理簡單，易于設計加工的齒輪齒條式轉向機。齒輪齒條轉向機體積小，可以通過使用鋁合金或碳纖維等材質來實現(xiàn)輕量化，雖然逆效率高，駕駛舒適性差，但是車手經過訓練可以適應其較大的反饋力度。3.2 轉向系統(tǒng)主要性能參數設計3.2.1 外側車輪

36、最大偏轉角度目前，中國大學生方程式汽車大賽的舉辦地為襄陽市政府投入專項資金建立的襄陽夢想方程式賽道。賽道特為大學生方程式汽車大賽建設，為了提高比賽安全性，限制比賽中賽車的行使速度，考驗賽車操縱穩(wěn)定性及提高比賽觀賞性，賽道設立了較多彎道，其中發(fā)夾彎彎道最小外徑為9米，直線道路上用交通錐標擺出的蛇形彎道最小距離為9米，且彎道最小寬度為4.5米，這需要賽車有足夠小的轉彎半徑來通過彎道。結合過往的參賽經驗及賽道的情況，考慮到在比賽中可能出現(xiàn)的轉向不足的狀況，所以擬定賽車的最小轉向半徑為4.0米。圖3.5為襄陽夢想方程式賽場大學生方程式賽道圖。圖 3.5 襄陽夢想方程式賽場大學生方程式賽道圖最小轉向半徑

37、是指賽車在方向盤滿舵，即轉向輪偏轉角度最大，進行極低速轉向時，前輪外側的接地中心所描繪的軌跡的半徑為最小轉向半徑3。車身的最外側軌跡半徑軌跡稱為實際外側最小轉向半徑，最內側軌跡半徑稱為實際內側轉向半徑。如圖3.6所示。圖 3.6 最小轉向半徑的定義在以極低速轉向時，在阿克曼轉向幾何學中為了使各個輪胎與地面為純滾動，轉向軸的內側輪的轉向角要大于外側車輪。圖3.7為阿克曼轉向幾何學圖 3.7 阿克曼轉向幾何學兩轉向輪轉角用公式來表示（3.1）式中，為前輪外側轉向角，；為前輪內側轉向角，；為軸距，；為輪距，。由于車輛在實際設計中需要考慮各方面的因素，使得車輛在實際行駛是不完全按照阿克曼轉向幾何學，如

38、圖3.8，左右輪轉向中心不再是圖3.7中所示的點。圖 3.8 最小轉向半徑計算因此，最小轉向半徑可用內、外輪的平均值來計算，如下式（3.2）對于大學生方程賽車，以較高車速轉向時由于軸荷轉移等原因外側車輪對最小轉向半徑影響遠大于內側，所以在考慮主銷偏置距的情況下可得下式（3.3）式中，為主銷偏置距，。由上式可得外側車輪轉向角度（3.4）根據賽車參數，軸距1545，最小轉向半徑3500，主銷偏置距22，代入上式可得（3.5）取，確定賽車外側車輪最大轉向角度為263.2.2 轉向系統(tǒng)角傳動比在汽車設計6中，規(guī)定汽車的轉向系角傳動比的值為方向盤角速度與同側轉向輪偏轉角速度之比。即（3.6）式中，為方向

39、盤角增量，為轉向輪角增量，為時間增量；下文等同。角傳動比對車輛的操縱性有較大的影響。乗、商用車在以較高車速行駛時，較小的轉向比可使車輛在緊急并線等特殊行駛情況下有足夠的轉向靈敏度，而較大的轉向比則可降低車輛轉向的靈敏度，在長途駕駛時避免駕駛員精力過于集中而造成疲勞，因此現(xiàn)代乗、商用汽車都普遍采用助力轉向系統(tǒng)或者變傳動比轉向系統(tǒng)來均衡這對矛盾。對于大學生方程式賽車，由于布置空間、設計、制作和成本的限制，比賽時賽道彎多且車速較快，車輛需快速修正車輛方向，留給車手的反應和操作時間短，需使車手在雙手不離開方向盤的情況下完成一系列操作。這使得賽車的方向盤單側最大轉角要小于150，而不可以如同乘用車采用5

40、40以及更大的方向盤單側轉角。這也使得賽車的轉向系角傳動比在81以下，而不能像乗用車一般采用121到201的轉向系角傳動比。由于較小轉向系角傳動比造成的方向盤手力較大的情況，可以通過加強對車手的體能及駕駛技術來進行彌補。綜合上文討論及上個賽季31的轉向系角傳動比設計和車手的實際駕駛反饋，本文設計的2017賽季賽車轉向系角傳動比確定為41。即外側車輪到達設計最大轉角26時，方向盤轉角為104，車手不需要換手就可以完成車輛的轉彎動作，較上個賽季的設計還減小了一定的轉向手力。 3.2.3 轉向系統(tǒng)轉矩傳動比轉向系統(tǒng)轉矩傳動比計算公式為（3.7）式中，為轉向系統(tǒng)轉矩傳功比；為轉向時轉向軸線上的轉矩；為

41、車手對方向盤施加的轉矩。由于、這兩對轉矩在現(xiàn)實中不易測得，所以轉矩傳動比一般由下式計算而得（3.8）式中，為轉向系角傳動比；為轉向機傳動效率；為轉向系傳動機構傳動效率。由前文可知，本次設計轉向系角傳動比為41，轉向機為出輪齒條式轉向機，傳動副為齒輪齒條，傳動效率較高在94%到98%之間，考慮加工精度及齒輪齒條運動時與調隙機構等部件的摩擦損耗，取值94%，轉向系傳動機構有一個十字軸萬向節(jié)與轉向橫拉桿系組成，考慮萬向節(jié)因兩軸夾角造成的效率損失，轉向橫拉桿與轉向機的壓力角接近180，梯形底角介于100到120之間，取轉向系傳動機構效率為85%，代入式3.8計算得轉向系角傳動比為（3.9）3.3 轉向

42、系統(tǒng)計算參數設計3.3.1 齒輪齒條參數及齒條行程乗、商用車采用的齒輪齒條式轉向機，多數使用斜齒圓柱齒輪，來提高齒輪齒條的嚙合程度，來使傳動更加平穩(wěn)，但由于斜齒齒輪齒條在傳動時會產生使齒條旋轉的軸向力，為防止因齒條旋轉使齒輪齒條無法正確嚙合從而對齒輪齒條造成損壞的情況，乗、商用車轉向機齒條一般采用V形和Y形斷面設計，并在轉向機殼體上設計相應的導向槽，如圖3.9和圖3.10。圖 3.9 V形斷面齒條及導向槽圖 3.10 Y形斷面齒條及導向槽對于大學生方程式賽車，如果采用如同乗、商用車的這種V形Y形斷面斜齒條，并在轉向機殼體上設計加工導向槽，會使制作加工難度和成本急劇上升，并且不利于轉向機部件的輕

43、量化。為了避免這些問題，賽車轉向機一般采用半圓斷面的直齒齒輪齒條。傳統(tǒng)乘用車齒輪模數取多在2到3之間6，重載商用車則更大，而大學生方程式賽車總質量一般都在250kg以下，所以可采用較小的齒輪模數。根據過往經驗，取齒輪模數1.5，齒數選擇20，壓力角選擇20，齒輪螺旋角選擇0即直齒輪。忽略萬向節(jié)所造成的不等速現(xiàn)象，這時方向盤轉過的角度就是齒輪所轉過的角度，即前文中方向盤單側最大轉角104。當齒輪齒條正常嚙合時，單側齒條行程即為齒輪單側最大轉動的弧長，根據下式可計算單側齒條行程（3.10）式中，為單側齒條行程，；為方向盤單側最大轉角，；為直齒輪模數，；為直齒輪齒數；下文等同。代入數據計算得（3.1

44、1）為使轉向系統(tǒng)在后期有一定的調整余量，取齒條單側設計行程為30，則此時初選的齒條的設計總行程為60。正確合理的設計齒條行程保證轉向系傳動比至關重要的一環(huán)。3.3.2 轉向梯形梯形臂長度當方向盤達到最大角度104時，齒條也達到了最大單側行程位置，這時外側轉向車輪應該處于轉角最大位置，即26。在不考慮轉向系統(tǒng)中其他桿件之間壓力角的情況下，可根據下式，利用單側齒條最大行程和外側車輪最大轉角來粗略計算梯形臂長度（3.12）式中，為梯形臂長度，；下同。將相關數據代入，計算得梯形節(jié)臂長度的初選值為68。3.3.3 轉向系相關計算載荷確定轉向機構中各個零件需要有足夠的強度來保證車輛的行駛安全。要來驗證零件

45、的強度，首先得知道零件需要承受的力。影響這個力的因素有很多，例如：轉向軸的載荷、胎壓、輪胎種類、行駛路面條件等等。轉動轉向輪時，還需要克服轉向機構間的摩擦阻力、由輪胎變形帶來的阻力、轉向輪由于主銷傾角的存在而造成繞主銷轉動時的阻力等等。（1）原地轉向阻力矩由于受到的影響條件過多，以及各種轉向系統(tǒng)細微結構的差別，無法建立準確的理論及數學模型來進行精確的計算，只能通過用足夠精確的半經驗公式來計算汽車在瀝青或者混凝土路面上的原地轉向阻力矩6。通常，原地轉動轉向輪時，需要的力最大，因此可以用此時相關的計算數值用來作為轉向系統(tǒng)的校核標準。原地轉向阻力矩半經驗公式如下（3.13）式中，為原地轉向阻力矩，；

46、為輪胎與路面的滑動摩擦因數，一般取0.7；為轉向軸載荷，；為轉向輪胎壓，。（2）方向盤上的最大手力方向盤上的手力是在原地轉向時，車手需要在方向盤上所施加的力，最直觀的反應了轉向的便利性，過大會極大的消耗車手體能，不利于長時間駕駛。方向盤手力計算公式如下（3.14）式中，為方向盤上的手力，；為轉向搖臂長，；為轉向節(jié)臂長，；為方向盤直徑，；為轉向系統(tǒng)角傳動比；為轉向系統(tǒng)正效率；下同。由于在本設計中，賽車轉向系沒有轉向搖臂，所以使用以下簡化公式來計算方向盤上的手力（3.15）（3） 轉向機最大輸出力轉向機輸出力是指經過轉向機內部機構傳動后，將車手通過方向盤輸入的轉矩以直線運動輸出時，齒條作用在轉向橫

47、拉桿上的力。當轉向機輸出力最大時，對主銷所產生的力矩需大于原地轉向阻力矩轉向機輸出力的計算公式如下（3.16）式中，為轉向機輸出力，；為轉向機中齒輪分度圓直徑，。根據設計之初所規(guī)定的整車基本參數可知：賽車整備質量210kg；車手最大體重70kg；前后軸軸荷比4555；前輪輪胎氣壓0.14；方向盤直徑270；梯形臂長度68。由此可計算得原地轉向力矩（3.17）方向盤上的最大手力（3.18）在GB 17675-1999中規(guī)定：不帶助力時轉向力應小于2457。由此可知，設計滿足國家標準。轉向機最大輸出力（3.19）通過以下公式可以計算轉向機輸出力作用在主銷上的力矩（3.20）式中，為主銷內傾角，取值

48、4代入相關數據，計算得轉向機輸出力作用在主銷上的力矩（3.21）可知在轉向機最大輸出力作用下，車輛可以實現(xiàn)原地轉向。3.4 主銷定位參數及前輪輪胎定位參數的確定車輛的前輪定位參數包括兩大部分：主銷定位參數和前輪輪胎定位參數。主銷定位參數又可細分為主銷后傾角和主銷內傾角，前輪輪胎定位參數又可細分為前輪前束和前輪外傾角。3.4.1 主銷定位參數在整體式轉向橋上，主銷就是轉向時，車輪轉動的實體軸，但在獨立懸架出現(xiàn)后，主銷不在單只車輪轉動時的實體軸，其定義拓展到了由上下兩個轉向球鉸中心連線定義的轉向軸線，所以稱其為主銷軸線。圖3.11為主銷定位參數示意圖。圖 3.11 主銷定位參數示意圖隨著汽車技術的

49、進步，在現(xiàn)代汽車中主銷軸線也不在與地面垂直，在圖中所示的輪胎側視圖中，主銷軸線與地面垂線之間的夾角稱為主銷傾角，圖中所示主銷傾角為正值；主銷軸線與地面的交點與通過車輪中心地面垂線之間的距離稱為主銷后傾拖距。在圖中所示的輪胎前視圖中，主銷軸線與地面出現(xiàn)之間的夾角稱為主銷內傾角，圖中所示主銷內傾角為正值；主銷軸線與地面的交點與通過車輪中心地面垂線之間的距離稱為主銷偏置量，圖中所示主銷偏置量為負值；主銷軸線與輪胎中心的垂直距離稱為主銷偏距，圖中所示主銷偏距為正值。主銷后傾角的存在使得汽車在行駛中，會因輪胎的偏轉就會產生一定的回正力矩，使得輪胎回正，提高了汽車在直線行駛中的穩(wěn)定性。而在原地和極低速轉向

50、時，主銷內傾角會導致車輛前部有小幅度抬起，從而通過重力作用產生回正力矩，使轉向操縱輕便。3.4.2 前輪輪胎定位參數目前市面上的在售車輛中，前輪輪胎平面在安裝時也非垂直于地面，而是存在一定的傾角。圖3.12為前輪輪胎定位參數示意圖。圖 3.12 前輪輪胎定位參數示意圖在前視圖中，輪胎中心線與地面垂線之間的夾角稱為前輪外傾角，圖中所示的前輪外傾角為正值；在俯視圖中，輪胎中心線與車輛的縱向中軸線之間的夾角為前輪前束角，圖中所示的前輪前束角為正值。前輪外傾角的作用是使轉向輕便，在載重時，可減少輪芯立柱中外軸承的磨損與輪轂螺栓的負載，更利于行駛安全。在競速車輛上如大學生方程式賽車，如果車輛在靜止時前輪

51、是垂直于地面的，在高速過彎時，由于載荷轉移會使車輛傾斜從而使車輪向彎外傾斜，是輪胎無法更好的貼合路面來獲得轉向所需的側偏力。所以在各車隊賽車都普遍采用負值的前輪前束角，以提高車輛轉向靈敏性。由于前輪外傾角的存在，車輛在直線行駛時以負值前輪外傾角為例，輪胎靠近車體的一側所受的載荷要大于另外一側，從而使得輪胎磨損不均勻極大的減小了輪胎的使用壽命，并且有向內轉向的趨勢，這時前輪需要一個負值的前束，來抵消這種趨勢，降低輪胎側向偏移，減小輪胎磨損。通常外傾角和前束角同正同負。3.4.3 參數的確定在車隊新賽季工作展開進行設計分工時，主銷及前輪定位參數的設計交與了賽車懸架組設計，所以具體的設計計算方法及過

52、程在本設計中就不在贅述。通過與本賽季懸架設計組溝通后，了解到主銷后傾角擬定為+4、主銷內傾角擬定為+4、前輪前束擬定為-1前輪外傾角擬定為-1.5。3.5 本章小結本章通過各類型轉向機的優(yōu)缺對比確定了轉向機為齒輪齒條式轉向機；通過對賽道的分析確定了賽車最小轉向半徑，通過計算確定了賽車轉向時外側車輪最大轉動角度，在根據經驗及實際情況確定轉向系統(tǒng)角傳動比后確定了方向盤單側最大轉角，并由此計算了轉向系統(tǒng)轉矩傳動比；計算了轉向機中齒輪參數，并計算得到了齒條行程、梯形臂長度的初選值，由此對轉向系統(tǒng)中原地轉向阻力矩、方向盤手力、轉向機輸出力進行了計算，并進行了初步校核；討論了主銷定位參數和前輪輪胎定位參數

53、對轉向系統(tǒng)的影響，并確定了具體數值。4 大學生方程式賽車轉向梯形優(yōu)化在傳統(tǒng)整體式轉向橋上，轉向系統(tǒng)中的轉向節(jié)臂、轉向橫拉桿、轉向機等部件在車輛俯視圖中呈現(xiàn)為梯形結構，遂稱為轉向梯形。轉向梯形的作用的通過組成轉向梯形各部分的傳動機構，實現(xiàn)阿克曼轉向幾何學，使得車輛在轉向時，轉向車軸的內、外車輪轉角滿足設計需求，減小輪胎損耗，提高車輛的操縱穩(wěn)定性。4.1 轉向梯形結構方案 （1） 整體式轉向梯形整體式轉向梯形由整體式轉向車橋軸、轉向梯形臂和轉向橫拉桿組成，多用于轉向車橋采用非獨立懸架設計的乗、商用車。結構簡單，維修方便，但由于使用了整體式車橋的非獨立懸架，使得在行駛過程中如果一側車輪受到顛簸會影響

54、到另一側車輪，從而對轉向系統(tǒng)造成干擾。圖4.1為整體式轉向梯形示意圖。圖 4.1 整體式轉向梯形示意圖（2） 斷開式轉向梯形斷開式轉向梯形多用于轉向車橋采用獨立懸架設計的乗、商用車。對整體式轉向梯形中的轉向橫拉桿進行斷開設計，使得在一側車輪跳動時，不會對另一側車輪造成影響。斷開式轉向梯形相比整體式，布置更加方便，在駕駛過程中動態(tài)性能優(yōu)異，但由于斷開式的結構特點，使得轉向橋結構復雜，調整困難。圖4.2為斷開式轉向梯形示意圖。圖 4.2 斷開式轉向梯形示意圖在大學生方程式賽車中，為降低車輛質心、減輕車輛整備質量以獲得更好的動態(tài)響應更普遍采用非獨立懸架設計。本車隊在新賽季賽車的設計中，前懸架使用了雙

55、A臂獨立懸架設計，為配合懸架設計，轉向梯形需選用斷開式設計。4.2 轉向梯形布置形式轉向梯形更根據轉向梯形的布置不同可分兩大類，在圖4.3中，左圖為后置轉向梯形結構，右圖為前置梯形結構。圖 4.3 前、后置梯形結構示意圖根據轉向機相對與前軸的位置，轉向梯形又可分為轉向機前置和轉向機后置。如圖4.4中，兩種布置結構分別是轉向機后置梯形后置和轉向機后置梯形前置。圖 4.4 后置轉向機結構示意圖在選用布置形式時，需要考慮整體機構在賽車中的布置空間以及各傳動桿件之間的壓力角。由于在轉向系統(tǒng)的傳動機構中，在轉向軸與轉向柱連接處使用了十字軸萬向節(jié)做變向傳動機構，而十字軸萬向節(jié)的傳動效率及傳動不等速現(xiàn)象對其

56、傳動角度較為敏感，角度過大會使傳動效率下降，不等速現(xiàn)象凸顯，所以需選擇前置轉向機的方式來怎加轉向機與萬向節(jié)的縱向距離，來減小萬向節(jié)傳動角度。轉向系統(tǒng)中各桿件的壓力角也會影響傳動效率，過大的壓力角不利于提高轉向梯形機構的傳動效率，所以在轉向機前置的前提下需將轉向梯形前置，以減小各機構壓力角。綜上所述，本設計選擇布置方式為轉向機前置梯形前置的斷開式轉向梯形。4.3 轉向關系優(yōu)化4.3.1 標準阿克曼轉向幾何學如圖4.5，在極低速行駛時，各輪胎側偏角近乎為零各車輪在轉向時僅作純滾動而沒有側向滑動，此時轉向中心位于賽車后軸軸線的延長線上，此時內外側車輪轉角關系為（4.1）式中，為外側車輪轉角，；為內側

57、車輪轉角，；為內、外兩車輪主銷距離，；為車輛軸距，；下同。由此可得到在標準阿克曼轉向幾何學中，內側車輪轉角為（4.2）圖 4.5 標準阿克曼轉向幾何學4.3.2 側偏角存在時的內、外側車輪轉角關系4.3.2.1 輪胎的側偏現(xiàn)象及側偏角車輛在行駛過程中，由于路面傾斜、側向風或曲線行駛時的離心力等的作用，車輪中心會有一個沿著車輪滾動軸線的側向力，由牛頓第三定律可知，此時地面對車輪施加了一個側向的反作用力，這個力就是側偏力。一般車輛的輪胎由橡膠制成，橡膠輪胎為彈性元件，這使得車輪具有側向彈性。當側向力沒有到達輪胎附著極限時，會使車輪行駛方向偏離輪胎平面，這就是輪胎側側偏現(xiàn)象。在輪胎靜止時，如圖4.6

58、a，輪胎中心面cc與印跡中心線aa不重合；在輪胎滾動時，如圖4.6b，輪胎中心面cc與印跡中心線aa不只偏離而且不再平行，兩者的夾角即為輪胎的側偏角。圖 4.6 輪胎側偏現(xiàn)象及輪胎側偏角示意圖4.3.2.2 側偏角存在時的內、外側車輪轉角關系由于側偏角的存在，車輪在較高車速轉向時，行駛軌跡的方向并不與車輪方向相同而是偏離了一定角度，從而使得車倆的轉向中心不再和極低速時的標準阿克曼轉向幾何一樣在后軸的延長線上而是偏移了一定距離，轉向半徑也隨之增大，如圖4.7所示。圖 4.7 側偏角存在時的內、外側車輪轉角關系假設同軸車輪側偏角相同，根據圖4.7中的幾何關系可以推到出兩輪轉角關系滿足下式（4.3）

59、式中，為前輪側偏角，；為后輪側偏角，；為計算算子，。由式4.3可知，如果給出輪胎側偏角即可推導出側偏角存在時的內、外側車輪轉角關系。4.3.2.3 通過兩輪模型計算輪胎側偏角由于已經假設同軸車輪側偏角相同，所以在這里引入兩輪模型來進行前后輪側偏角的計算，將同軸左右兩車輪向車輛縱軸線集中，將四個車輪簡化為兩個車輪來研究。在考慮側偏角時，兩輪轉向模型如圖4.8所示。圖 4.8 考慮側偏角時的兩輪轉向模型圖中，與為分別車輛質心到前、后軸的距離，；與分別為兩輪模型中前、后輪側偏角，；為前輪轉向角，。由幾何關系可得圖4.8中（4.4）當車輛已速度轉向行駛時，其轉向半徑可近似為（4.5）從運動學定律可知，

60、車輛在穩(wěn)態(tài)轉向時需實現(xiàn)力的平衡和力矩的平衡。車輛轉向時力平衡公式（4.6）車輛轉向時力矩平衡公式（4.7）式中，與為輪胎側偏力與側偏角的比值，被稱為輪胎側偏剛度，如圖4.9所示，在輪胎處于彈性變形區(qū)時，曲線斜率為定值，這個值稱為輪胎側偏剛度，。圖 4.9 輪胎側向力與側偏角關系曲線示意圖聯(lián)立式4.6與式4.7可得出：前輪側偏角（4.8）后輪側偏角（4.9）輪胎的側偏剛度受到輪胎胎壓、輪胎所受垂直載荷、輪胎類型、輪胎和主銷定位參數等影響。根據新賽車的基本設計參數得知，靜止時，前輪垂直載荷為617.4，后輪的垂直載荷為754.6，輪胎胎壓為0.14。查閱本車隊采用的Hooiser輪胎相關參數資料得到此時前輪側偏度，后輪側偏剛度。根據賽車設計目標，車輛的在極限情況下的側向加速度最大G值為1.7G，即；。由此可得：前輪側偏角（4.10）后輪側偏角（4.11）4.3.3 目標轉向關系優(yōu)化引入阿克曼校正系數（4.12）式中，為內側車輪實際轉角；為外側車輪實際轉角；為標準阿克曼轉向時內側車輪轉角。根據式4.2可得帶有的內側車輪轉角公式（4.13）根據式4.3可得考慮輪胎側偏角時