汽車質量在前后軸的軸荷分配講解

1、1、汽車的質量對汽車的動力性、 燃油經濟性、 制動性、 操縱穩(wěn)定性等都有重要的影響。 在相同發(fā)動機的前提下，汽車的質量越大 0-100m/s 的加速時間越長；行駛相同里程所消耗 1 的燃油越多；由一定速度減小到零，在剎車時由于 Emv2（ m 為汽車總質量） ，質量越2 大，能量越大，對剎車盤的制動性要求也越高；在其他條件一樣的情況下，質量越大，在轉 彎時產生的離心慣性力也越大，影響操縱穩(wěn)定性。所以我們必須對汽車的質量予以重視。2、汽車的質量參數包括汽車整備質量、載客量、裝載質量、質量系數、汽車總質量、 載荷分配。下面重點介紹一下整車整備質量、汽車總質量、軸荷分配三個概念。 整車整備質量：指車

2、上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎（約 18 公斤）等）， 加滿燃油（ 35 公斤）、水 ”）。汽車總質量：是指裝備齊全、并按規(guī)定裝滿客、貨的整車質量。 軸荷分配：汽車質量在前后軸的軸荷分配是指汽車在空載或滿載靜止的情況下， 前后軸對支撐平面的垂直負荷，也可以用占空載或滿載總質量的百分比來表示。軸荷分配對輪胎壽命和汽車的使用性能有影響。在汽車總布置設計時，軸荷分配應考 慮這些問題： 從各輪胎磨損均勻和壽命相近考慮， 各個車輪的載荷應相差不大； 為了保證汽 車有良好的動力性和通過性， 驅動橋應有足夠大的載荷， 而從動軸載荷可以適當減少； 為了 保證汽車有良好的操縱穩(wěn)定性， 轉向軸的載荷不應過小。

3、 因此可以得出作為很重要的載荷分 配參數， 各使用性能對其要求是相互矛盾的， 這要求設計時應根據對整車的性能要求、 使用 條件等，合理的選取軸荷分配。汽車總體設計的主要任務： 要對各部件進行較為仔細的布置， 應較為準確地畫出各部件 的形狀和尺寸， 確定各總成質心位置， 然后計算軸荷分配和質心位置高度， 必要時還要進行 調整。此時應較準確地確定與汽車總體布置有關的各尺寸參數， 同時對整車主要性能進行計 算，并據此確定各總成的技術參數， 確保各總成之間的參數匹配合理， 保證整車各性能指標 達到預定要求。汽車的驅動形式與發(fā)動機位置、 汽車結構特點、 車頭形式和使用條件等對軸荷分配有 顯著影響。 如發(fā)

4、動機前制前驅乘用車和平頭式商用車前軸負荷較大， 而長頭式貨車前軸負荷 較小。 常在壞路上行駛的越野汽車， 前軸負荷應該小些。 乘用車和汽車設計者考慮汽車負載 狀態(tài)， 是依據有關國家標準執(zhí)行的。 當總體布置進行軸荷分配計算不能滿足預定要求時， 可 通過重新布置某些總成、部件（如油箱，備胎、蓄電池等）的位置來調整。必要時，改變軸 距也是可行的方法之一。前輪驅動與后輪驅動只與汽車整體布置有關，多數轎車采用前輪驅動方式，將發(fā)動機、 變速器和驅動器聯(lián)成一體，布置在汽車前方， 可省略傳動軸， 提高汽車操縱的穩(wěn)定性。 后輪 驅動是少數轎車布置的形式， 有利于軸荷分配和操縱機構布置。 前輪驅動或后輪驅動本身不

5、 會對制動的表現有大的影響， 對汽車制動的主要影響是汽車前后軸荷的變化。 地面對前、 后 車輪上的法向反作用力數值等于車輪的垂直載荷， 制動時法向反作用力影響作用在車輪上的 摩擦力大小。 汽車靜止時前后軸荷是平衡的， 法向反作用力是均衡分布的。 但在制動過程中， 由于汽車慣性力的作用，軸間的載荷會重新分配。在制動過程中，汽車受慣性影響向前沖， 前輪負荷大幅度增大；后輪載荷大幅度減少。軸距 ：是通過車輛同一側相鄰兩車輪的中點， 并垂直于車輛縱向對稱平面的二垂線之 間的距離。 簡單的說，就是汽車前軸中心到后軸中心的距離。 對于三軸以上的汽車，其軸具 有從前到后的相鄰兩車輪之間的軸距分別表示， 總軸

6、距為各軸距之和。 軸距的長短直接影響 汽車的長度，進而影響車的內部使用空間。微型轎車軸距一般都在 2200mm 以下，它的后 座的腿部空間較小， 如果是成人坐在后座上的話， 通常是膝蓋要頂在前面的座位后背上， 腿 根本伸不開， 坐在車里給人一種壓抑的感覺， 就更甭提將其作為公務車和出租車使用了。 相 對于微型車的軸距短小， 普通型轎車和中級轎車軸距一般較長， 因此后座空間相對大了一些， 成人可以比較寬松地坐下軸距， 所以這一級的轎車無論是做家庭用車、 還是做出租車和公務 車，都深受人們歡迎。汽車的軸距短，汽車長度就短，質量就小，最小轉彎半徑和縱向通過 半徑也小，汽車的機動性就好。但如果軸距過短

7、，則車廂長度就會不足，后懸（車輛最后輪軸線與汽車最后端的距離 ） 也會過長， 就會造成行駛時縱向擺動大及制動、 加速或上坡時質 量轉移大， 其操縱性和穩(wěn)定性就會變壞。 如果軸距過長， 就會使得車身長度增加， 從而后部 倒車盲區(qū)也會偏大，如果不增加倒車雷達，倒車對新手而言是個嚴峻的考驗。汽車的裝載方式和制動過程中作用在質心位置的慣性力都會改變汽車的軸間載荷， 從而 改變了各軸與地面間的附著力， 影響汽車的制動效能。 因此軸間載荷影響汽車的制動力的分 配。汽車靜止時前后軸荷是平衡的，法向反作用力是均衡分布的但在制動過程 中，由于汽車慣性力的作用軸間的載荷會重新分配。在制動過程中汽車受慣 性影響向前

8、沖，前輪負荷變大。扭矩分配方式與汽車的質量分配相對應，有利于利用車輛加速時后軸載荷大于前軸的 情況下，提升車輛輪胎的抓地力，增加車輛的穩(wěn)定性。例：汽車的驅動性能、 制動性能、 方向穩(wěn)定性等性能， 不但與上述各系統(tǒng)的結構和參數有關， 還取決于汽車底盤的整體設計，例如軸距（前后輪的間距）影響汽車重量在各軸上的分配， 輪距（左右輪的間距）影響汽車的穩(wěn)定性?，F代汽車的設計已大體定型：轎車是前輪轉向， 發(fā)動機可以前置（前輪或后輪驅動）或后置（后輪驅動 ）；貨車和小型客車則一般均為發(fā)動機前置，后輪驅動，前輪轉向；中大型客車大都為發(fā)動機后置或底置，后輪驅動；越野汽車的 前輪為轉向驅動輪。 當汽車總重量增加和

9、軸荷超過公路規(guī)定的限度時， 就必須增加軸數， 或 采取汽車列車型式。靜態(tài)檢驗對行車制動的檢測不能反映出行駛車輛制動時的軸荷分配問題。一般行駛車 輛在進行制動 （特別是緊急制動） 時，其重心都會發(fā)生前移， 所以制動力也會發(fā)生重新分配， 靜態(tài)檢測就不能反映這一事實， 則其前軸制動力測量值偏低， 整車制動力也偏低。 相比而言， 動態(tài)檢驗就能反映出重心前移問題， 檢測結果表明前軸制動力都比靜態(tài)檢測要大很多， 制動 力確實發(fā)生了重新分配。 如蘇 B35028 汽車的整備質量 G80040N （空載），靜態(tài)載荷 （軸重力）為：前軸 GF24160N ，后軸 GR55880N ，緊急制動時前軸制動力 FBF

10、29010N ， 后軸制動力 FBR28540N ，總制動力 FB=57550N ，該車在平板檢驗臺上（附著因數 =0.8） 測試時：前軸制動力前軸靜態(tài)載荷為FBF/GF29010/24160 120% ；后軸制動力后軸靜態(tài)載荷為 FBR/GR28540/55880 51；總制動力整備質量為FB/G=57550/80040 71.9% 。可見該車制動時能夠充分利用前后軸動態(tài)載荷， 制動性能較好， 趨于實際制動情況。一般來說， FF 車（ 發(fā)動機前置前輪驅動 ）空車負荷前、后軸軸荷分配為 61 39，滿 載負荷前、后軸軸荷分配為 51 49?？蛰d車重量是指整車整備重量（正確提法應稱為“整車整備質

11、量），設計時考慮車輛的重量，是在整車整備重量加上座位負載的總和。對于 4-5 人座位的轎車，是假設前排 2 人， 1人在第 2 排座位上，每一位乘員的重量為 68公斤，加 上每人在行李箱中放 7 公斤行李而設定的。各類汽車的軸荷分配如下：各類汽車的軸荷分配車型滿載空載前軸后軸前軸后軸乘發(fā)動機前置前輪驅動47%60%40%53%56%66%34%44%用發(fā)動機前置后輪驅動45%50%50%55%51%56%44%49%車發(fā)動機后置后輪驅動40%46%54%60%38%50%50%62%商4 2 后輪單胎32%40%60%68%50%59%41%50%用4 2 后輪雙胎，長短頭25%27%73%7

12、5%44%49%51%56%貨式30%35%65%70%48%54%46%52%車4 2 后輪雙胎，平頭式6 4 后輪雙胎19%25%75%81%31%37%63%69%例：整車設計時前后軸荷分配的例子、課程設計任務書1、題目：商用車總體設計及各總成選型設計2、要求：為給定基本設計參數的汽車進行總體設計， 計算并匹配合適功率的發(fā)動機， 軸荷分 配和軸數， 選擇并匹配各總成部件的結構型式， 計算確定各總成部件的主要參數， 詳細 計算指定總成的設計參數，繪出指定總成的裝配圖和部分零件圖。其具體參數如下：額定裝載質量 3000kg最大總質量 6750kg最大車速 75km/h比功率10kw/t比轉矩

13、33N m/t3、設計計算要求：（1）根據已知數據，確定軸數，驅動形式，布置形式，注意國家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設計規(guī)范。（2）確定汽車主要參數。1）主要尺寸，可從參考資料中獲取。2）進行汽車軸荷分配。3）百公里油耗。4）最小轉彎直徑。5）通過性幾何參數。6）制動性參數。（3）選定發(fā)動機功率、轉速、扭矩，可參考已有車型。（4）離合器的結構形式選擇，主要參數計算。（ 5） 確定傳動系最小傳動比，即主減速器傳動比。（6）確定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比。（7）機械式變速器型式選擇，主要參數計算，設置合理的檔位數，計算出各檔的速比。（8）驅動橋結構型式， 根據主減速器的速比， 確定采

14、用單級或雙級主減速器。（9）懸架導向機構結構形式。（10）轉向器結構形式選擇，主要參數計算。（11）前后軸制動器型式選擇，制動管路系統(tǒng)型式，主要參數計算。4、完成內容（1）總成裝配圖 1 張（1 號圖）（2）零件圖 1張（3 號圖）（3）零件圖 1張（3 號圖）（4）設計計算說明書 1 份、汽車形式選擇1、根據已知數據，確定軸數、驅動形式，布置形式。（1）由最大總質量 ma=6750kg=6.75t由汽車設計表 1-2 確定貨車為中型貨車。（2）確定軸數。由單軸最大允許軸載質量為 10t，雙軸汽車結構簡單，制造成本低，故采用雙軸方 案。（3）驅動形式采用 42 形式，后輪驅動。（4）布置形式駕

15、駛室采用平頭型式，發(fā)動機前置，直列四缸柴油發(fā)動機2、汽車主要參數（1）外廓尺寸總長： 6550mm總寬： 2276mm總高： 2391mm（2）軸荷分配滿載時 前軸 6750kg30%=2025kg 后軸 6750kg 70%=4725kg空載時 前軸 3750kg50%=1875kg 后軸 3750kg 50%=1875kg（3）百公里燃油消耗量由總質量 ma=612t 的柴油機單位質量百公里油耗量 1.651.85L 則車百公里消耗量 1.55 6.75L1.86 6.75L 即： 10.46L12.56L ?。?11.5L（4）最小轉彎直徑 Dmin=14m（ 5）通過性幾何參數最小離地

16、間隙 270mm 接近角 34 離去角 17（6）一般數據軸距3308mm輪距前輪 1584mm后輪 1485mm最高車速 75km/h最低穩(wěn)定車速 20km/h 經濟車速 40 km/h 最大爬坡度 1614（ 13%） 最大制動距離 8m 燃料消耗量 1112L/100km 儲備行程 700km 發(fā)動機型號 NJD433A 型 制造廠 南京汽車制造廠 外形尺寸 長 780mm 寬 651mm高 671mm3、選定發(fā)動機功率、轉速、扭矩1)發(fā)動機最大功率 Pemax 和相應轉速npPemax1 (magfr va T 3600 amaxCD A va3max76140 amax單級主減速器

17、42 型汽車 T=90%滾動阻力系數 fr=0.02空氣阻力系數 CD=0.93Pemax=(6750 9.8 0.02 75/3600+0.9 4753/76140)/90%=52.8kw 最大功率轉速 np=3000 轉/ 分(2) 最大轉矩TemaxTemax 9549 Pemax 9549 1.2 52.8 201.6N m emaxnp3000最大扭矩轉速 nT=2000 轉/ 分4、離合器結構型式選擇選取拉式膜片彈簧離合器，其主要性能參數有后備性系，單位壓力 p0，尺寸參數D、d 和摩擦片厚度 b以及結構參數摩擦面數Z 和離合器間隙 t及摩擦因數1)2)3)后備系數 =1.50 2

18、.25取 =1.6單位壓力 p0=0.3Mpa摩擦片外徑 D ，內徑 d 和厚度 b摩擦片外徑D K D Temax其中 KD 為直徑參數，最大總質量1.814.0t/m 商用車KD為 16.018.5 取 K D=17.0 D 17.0 201.6 =241.4mm ，取為 240mm 。 摩擦片內徑由 d/D =0.530.70取 d/D=0.6d=0.6D =0.6 240=144mm摩擦片厚度取 b=3.5mm摩擦因數 f，摩擦面數 Z 和離合間隙 t取 Z=22=4t=34mm5、主減速器的傳動比取 5.86，系統(tǒng)最小傳動比為 0.7866、確定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大

19、傳動比。 傳動系最大傳動比，總質量在 5.0t8.0t 時， ?tmax=5.835 變速器最大傳動比 ?=5.835/0.786=7.827、變速器型式選擇 型式與排檔數，機械式，四個前進檔，一個倒檔 各檔變速比： 一檔 6.40 二檔 3.09 三檔 1.69 四檔 1.00 倒檔 7.828、驅動橋結構形式，根據主減速器速比，確定采用螺旋錐齒輪單級主減速器。 由于非斷開式驅動橋結構簡單，成本低，故采用之，總成結構設計詳見三。9、懸架導向機構結構型式前懸架：采用縱向對稱長截面鋼板彈簧，雙向作用筒式減振器。 后懸架：采用縱向對稱漸變剛性鋼板彈簧，雙向作用筒式減振器。10、轉向器結構型式 采用

20、循環(huán)球式動力轉向器11、制動系 前后采用獨立雙回路液壓制動系統(tǒng)，制動閥為雙腔串聯(lián)活塞式。 行車制動器：前后均為鼓式，制動鼓內徑320mm駐車制動器：中央鼓式制動鼓由機械式軟軸操作 空氣壓縮機：單缸風冷式 貯氣筒：整體雙腔式12、其它結構 車架采用沖壓鉚接梯形結構 前輪 單胎 后輪 雙胎 7.5016 14 層級輪胎，可選用 8.2516 輪胎， 5.50F16 選 6.00G16 輪 輞 備用輪胎升降器為懸鏈式。三、驅動橋設計計算（一） 主減速器齒輪計算載荷的確定1、按發(fā)動機最大轉矩和最低檔傳動比確定從動錐齒輪的計算轉矩。TceKdTemaxki1ifi0取 Kd=1， K=1，?1=6.4，

21、n=1，if=1，?0=5.86，=90%得 Tce=6804.7N m2、按驅動輪打滑轉矩確定 TcsG2m2 rrcs其中， G2=3000kg ， m2 =1.2 ， r r =400mm ， ?m=5.86， =0.85， m=85% Tcs=245.7 N mTc=min Tce Tcs =245.7 N m3、按汽車日常行使平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 TcfGarr (fR fHfi)im mn當計算錐齒輪疲勞壽命時， Tc 取 Tcf 主動錐齒輪的計算轉矩為其中 G=90%Tz=48.3 N m二）錐齒輪主要參數選擇1、 主從動錐齒輪數 z1 ，z2主動錐齒輪齒數 z1=7

22、 從動錐齒輪 z2=39傳動比 ?=39/7=5.572、 從動錐齒輪大端分度圓直徑 D2 和端面模數 msKD2 為直徑系數，一般為 13.015.3，取 KD2=15 D 2=95mmms=2.4D2/z2ms=2.5其中 K m=0.4 ，ms=2.43、主從動錐齒輪齒面寬b1 和 b2A ms z12 z22 /2節(jié)距 s 1 2 =47.5mm 齒面寬 b 30% A=14mm 。4、中點螺旋角 =35?5、螺旋方向 主動錐齒輪左旋，大齒輪右旋6、法向壓力角 =20?三）主減速器錐齒輪強度計算1、 單位齒長圓周力 按發(fā)動機最大轉矩計算時，p 2TDem1abxig 102 2 201

23、.6 6.4 102 /16.8/14 1097 p滿足設計要求。2、齒輪彎曲強度2Tck0kskm103k mbDJv s w 700Mpa3、 齒輪接觸強度CpD12Tzk0kmksk f 103kvbJJ 2800 Mpa強度符合要求 錐齒輪材料用 ZQSn10四）差速器主參數選擇1、 行星齒輪 n=22、 行星齒輪球面半徑 RbKb =2.53.0，節(jié)錐距 A0 =(0.98 0.99) Rb3、 行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角 1 、 2及模數 m1 arctan2 arctan 2 z1錐齒輪大端端面模數 m 為 m 2A0 sin 1 2A0 sin 2z1z24、5、壓力角 =22?

24、30? 行星齒輪軸直徑 d 和支承長度T0 1031.1 c nrdL=1.1d五）差速器齒輪強度計算強度符合要求2Tkskm103 kvmb2d2Jn980 Mpa汽車在水平路面例：制動時前、后輪的地面法向反作用力如下圖所示為， 忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉質量減速時的慣性阻力偶矩，上制動時的受力情況。因為制動時車速較低，空氣阻力Fw 可忽略不計，則分別對汽車前后輪接地點取矩，整理得前、后輪的地面法向反作用力為Fz1du hgFz2mLg(L2 dt g ) du hgmLg(L1 dt g )4-25)Fz1mLg hg 0.9Fz1Fz2mg hg0.38Fz24-26)式中：Fz1和 F

25、z2 分別為前后輪因制動形成的動載荷。如果假設汽車前后輪同時抱死，duj則汽車制動減速度 dt 為du1 dug b bdtb 或 b g dt（4-27）式中： b 為附著系數。將式（ 4-27）代入式（ 4-25），有Fz1mg(L2 hg b )LFz2z2mLg(L1 hg b )（4-28）由式（ 4-28）可知，制動時汽車前輪的地面法向反作用力Fz1 隨制動強度和質心高度增加而增大； 后輪的地面法向反作用力 Fz2 隨制動強度和質心高度增加而減小。隨大軸距汽車前 后軸的載荷變化量小于短軸距汽車載荷變化量。 例如， 某載貨汽車滿載在干燥混凝土水平路 面上以規(guī)定踏板力實施制動時，Fz1

26、為靜載荷的 90， Fz2 為靜載荷的 38，即前軸載荷增加 90，后軸載荷降低 38。前輪驅動或后輪驅動本身不會對制動的表現有大的影響， 對汽車制動的主要 影響是汽車前后軸荷的變化。 地面對前、 后車輪上的法向反作用力數值等于車輪 的垂直載荷， 制動時法向反作用力影響作用在車輪上的摩擦力大小。 汽車靜止時 前后軸荷是平衡的， 法向反作用力是均衡分布的但在制動過程中， 由于汽車慣性 力的作用軸間的載荷會重新分配。在制動過程中汽車受慣性影響向前沖，前 輪負荷變大幅度增大；后輪載荷大幅度減少。例：WZ 3900礦用汽車各種裝載質量時前后輪胎的負荷計算（ l ）已知：空車重 39 000kg 前軸負

27、荷 18 600kg 后軸負荷 20 400kg滿載總重 89 000kg 前軸負荷 29 400kg 后軸負荷 59 600kg 軸距 4 400mm（2）假定：裝載質量變化時，裝載物的質量中心在水平面上的投影位置不變（僅質量中心 的高度變化）（3）由 1 得：由 50 噸裝載質量產生的前軸負荷為29 400 18 600=10 800kg由 50 噸裝載質量產生的后軸負荷為59 600 20 400=39 200kg設裝載物的質量中心距前軸的距離為 a，則根據力矩平衡原理有：50 000a =39 200 4 400 a=39 2004 400 50 000=3 449.6mm 裝載物質量

28、中心距后軸的距離 b= 4 400 3 449. 6=950.4mm（4）若裝載質量為 30 噸，則裝載質量分配到前、后軸的軸荷分別為： 前軸 30 000 950.4 4 400=6 480kg后軸 30 000 6 480=23 520kg前軸總軸荷 =18 600 6 480=25 080kg后軸總軸荷 =20 400 23 520=43 920kg前輪負荷 =25 080 2=12 540kg后輪負荷 =43 920 4=10 980kg(5) 其他裝載質量時前后輪負荷計算方法同此，從略。例: 計算實例稱得一輛汽車前軸質量為 1030kg，后軸質量為 1260kg 。測出其前軸制動力分

29、別為， 左輪 3500N，右輪 3100Nz 后軸制動力分別為 3900N和 330ON。駐車制動力為 5100N，制動協(xié) 調時間為 0.45s 。判斷該車制動性能是否合格。前軸制動力占前軸重力的百分比：(3500+3100)/(1030 9.8) 65%制動力總和占整車重力的百分比：(3500+3100+3900+3300)/ (1030+1260) 9.8 61%前軸左右輪制動力差與前軸左右輪中制動力大者之比：(3500 一 3100)/3500 11%后軸左右輪制動力差與后袖左右輪中制動力大者之比：(3900- 3300)/39002 15%駐車制動力與該車在測試狀態(tài)下整車重力的百分比：

30、5100/ (1030+1260k9.8 23%該車后軸制動力與后軸重力之比為58%，由于在 GB7258-1997 中只考核前軸制動力與前軸重力的百分比和制動力總和與整車重力的百分比， 并未要求考核后軸， 因此從上面計算結 果來看，該車制動性能是合格的?，F代轎車車速高，制動時軸荷(即軸的重力 )轉移大， 在設計制造時，前輪制動力的設計能力較大。前軸左右輪制動力之和常大于前袖靜態(tài)軸荷的 100%，而后軸左右輪制動力之和常小于后軸靜態(tài)軸荷的40%。由于前輪制動能力大，所以整車制動力仍大于整車重力的 60%。新國標適應了汽車發(fā)展變化的新形勢。G汽車重力道路坡度角Tf1、Tf 2 作用在前、后輪上的

31、滾動阻力偶矩Tj1、Tj2 作用在前后輪上的慣性阻力偶矩Tje 作用在橫置發(fā)動機飛輪上的慣性阻力偶矩FW 空氣阻力，在風洞中實測獲得的hg 汽車質心高hw 風壓中心高Z1、FZ1、 FZ 2 作用在前后輪上的地面法向反作用力FX 2 作用在前后輪上的地面切向反作用力L 汽車軸距a、b 汽車質心至前后軸之距離f 摩擦系數G cos b FZ1 L G cos f r G hg sin m hg dtr 車輪半徑 若將作用在汽車上的諸力對前、后輪與道路接觸面中心取力矩，則得： dugTi Fw hw 0G cosa FZ2duL G cos f r G hg sin m hgTi Fw hw 0d

32、t故得：GFZ1cos b G cos f r G hg sin m hg du Ti Fw hwFZ 2ducos a G cos f r G hg sinm hgTi Fw hwdtTi Tj1、 Tj2 、 Tje每一個車軸上的載荷包括靜載荷，以及其他作用在車輛上從前軸到后軸（或者從后軸到 前軸）轉移的動載荷。1、 平地面上的靜態(tài)載荷 當車輛靜止在水平地面上時候， 載荷公式比較簡單。 傾角的正弦值等于 0，而余弦值 等于 1，作用在前、后輪上的滾動阻力偶矩均為0；風阻為 0，所以 ：GbFLGaFZ 22、 低速時候加速風阻等于 0，G cos b G cos f r GFZ1hg si

33、nm hg du Tig g dt iFZ 2duG cos a G cos f r G hg sin m hg du Ti dtL特殊情況，在水平地面低速情況下加速時，風阻等于G b G f r m hg du Tig dt i0，FZ1GbL(G f r m hg du Ti ) g dt i LG a G f r m hgdu TiFZ2g dt i（G f r m hg du Ti ）= G a g dt i= L L 可見，當車輛加速時，載荷從前軸向后軸轉移，與加速度（以重力加速度為單位）和重 心高度與軸距的比值成正比。3、 坡度上的載荷坡度對前后軸載荷的影響也是必須考慮的。坡度是“

34、上升高度”與“行駛距離”的 比值， 即坡度角 的正切值。 州際高速公路上的正常爬坡度必須小于4%。初級中等路面的爬坡度有時會達到 10%12% 。在如此小的坡度下。坡度角的余弦值等于1；正弦值接近角度本身，即：cos 1 sin 所以，坡度影響下的車軸載荷為 :FZ1LGb(G fr G hgTi)LLGaGfr G hgTiLGa(G fr G hgTi)LLG b G f r G hgTiFZ2與第 1 種中的軸荷分配相比較， 我們可以發(fā)現：正坡度（即上坡時）導致載荷從前軸 向后軸轉移；同理，可以知道，負坡度（即下坡時）導致載荷從后軸向前軸轉移。1、 B級車吉利金剛汽車在位于水平地面上空載

35、時，即整備質量：左前輪： 318.5Kg左后輪： 213.0Kg右前輪： 311.0Kg右后 輪： 318.5Kg其軸距為 2502mm，確定這輛車前后軸距離重心的距離。解：位于水平地面上的車輛，前軸載荷為 629.5Kg ，后軸載荷為 437.5kg 其前后軸距重心的 距離分別設為 b和 c，,則利用式 3求出 c（整備質量為 1067Kg）。Wfs（318.5 311.0）c L 2502 1476.1mmW 1067利用式 4，求出 bWrs（213.0 224.5）b L rs 2502 1025.9mmW 10672、B級車吉利金剛汽車在位于水平地面載客人數n 分別為 1、2、3、4、5 時，求其前后軸距離重心的距離（每個乘客重量為 68Kg，每人攜帶 7Kg 行李）。 解：在拆車實習中，所統(tǒng)計到吉利金剛的數據如下：n( 整 備 質 量