汽車質(zhì)量在前后軸的軸荷分配

-.z.一1、汽車的質(zhì)量對汽車的動力性、燃油經(jīng)濟性、制動性、操縱穩(wěn)定性等都有重要的影響。在一樣發(fā)動機的前提下，汽車的質(zhì)量越大0-100m/s的加速時間越長；行駛一樣里程所消耗的燃油越多；由一定速度減小到零，在剎車時由于〔為汽車總質(zhì)量〕，質(zhì)量越大，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(zhì)量越大，在轉彎時產(chǎn)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(zhì)量予以重視。2、汽車的質(zhì)量參數(shù)包括汽車整備質(zhì)量、載客量、裝載質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、汽車總質(zhì)量、載荷分配。下面重點介紹一下整車整備質(zhì)量、汽車總質(zhì)量、軸荷分配三個概念。①整車整備質(zhì)量：指車上帶有全部裝備〔包括隨車工具、備胎〔約18公斤〕等〕，加滿燃油〔35公斤〕、水〞〕。②汽車總質(zhì)量：是指裝備齊全、并按規(guī)定裝滿客、貨的整車質(zhì)量。③軸荷分配：汽車質(zhì)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(zhì)量的百分比來表示。二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(qū)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。因此可以得出作為很重要的載荷分配參數(shù)，各使用性能對其要求是相互矛盾的，這要求設計時應根據(jù)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：要對各部件進展較為仔細的布置，應較為準確地畫出各部件的形狀和尺寸，確定各總成質(zhì)心位置，然后計算軸荷分配和質(zhì)心位置高度，必要時還要進展調(diào)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(shù)，同時對整車主要性能進展計算，并據(jù)此確定各總成的技術參數(shù)，確保各總成之間的參數(shù)匹配合理，保證整車各性能指標到達預定要求。汽車的驅(qū)動形式與發(fā)動機位置、汽車構造特點、車頭形式和使用條件等對軸荷分配有顯著影響。如發(fā)動機前制前驅(qū)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(jù)有關國家標準執(zhí)行的。當總體布置進展軸荷分配計算不能滿足預定要求時，可通過重新布置*些總成、部件〔如油箱，備胎、蓄電池等〕的位置來調(diào)整。必要時，改變軸距也是可行的方法之一。前輪驅(qū)動與后輪驅(qū)動只與汽車整體布置有關，多數(shù)轎車采用前輪驅(qū)動方式，將發(fā)動機、變速器和驅(qū)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(qū)動是少數(shù)轎車布置的形式，有利于軸荷分配和操縱機構布置。前輪驅(qū)動或后輪驅(qū)動本身不會對制動的表現(xiàn)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(shù)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?qū)ΨQ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(nèi)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，成人可以比擬寬松地坐下軸距，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，都深受人們歡送。汽車的軸距短，汽車長度就短，質(zhì)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，則車廂長度就會缺乏，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(zhì)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(zhì)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沖，前輪負荷變大。扭矩分配方式與汽車的質(zhì)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(qū)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)的構造和參數(shù)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(xiàn)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(qū)動〕或后置(后輪驅(qū)動)；貨車和小型客車則一般均為發(fā)動機前置，后輪驅(qū)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(qū)動；越野汽車的前輪為轉向驅(qū)動輪。當汽車總重量增加和軸荷超過公路規(guī)定的限度時，就必須增加軸數(shù)，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。一般行駛車輛在進展制動〔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，檢測結果說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(zhì)量G＝80040N〔空載〕，靜態(tài)載荷〔軸重力〕為：前軸GF＝24160N，后軸GR＝55880N，緊急制動時前軸制動力FBF＝29010N，后軸制動力FBR＝28540N，總制動力FB=57550N，該車在平板檢驗臺上〔附著因數(shù)Φ=0.8)測試時：前軸制動力／前軸靜態(tài)載荷為FBF/GF＝29010/24160＝120%；后軸制動力／后軸靜態(tài)載荷為FBR/GR＝28540/55880＝51％；總制動力／整備質(zhì)量為FB/G=57550/80040＝71.9%?？梢娫撥囍苿訒r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，F(xiàn)F車〔發(fā)動機前置前輪驅(qū)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(zhì)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用車發(fā)動機前置前輪驅(qū)動發(fā)動機前置后輪驅(qū)動發(fā)動機后置后輪驅(qū)動47%~60%45%~50%40%~46%40%~53%50%~55%54%~60%56%~66%51%~56%38%~50%34%~44%44%~49%50%~62%商用貨車42后輪單胎42后輪雙胎，長短頭式42后輪雙胎，平頭式64后輪雙胎32%~40%25%~27%30%~35%19%~25%60%~68%73%~75%65%~70%75%~81%50%~59%44%~49%48%~54%31%~37%41%~50%51%~56%46%~52%63%~69%例：整車設計時前后軸荷分配的例子一、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：為給定根本設計參數(shù)的汽車進展總體設計，計算并匹配適宜功率的發(fā)動機，軸荷分配和軸數(shù)，選擇并匹配各總成部件的構造型式，計算確定各總成部件的主要參數(shù)，詳細計算指定總成的設計參數(shù)，繪出指定總成的裝配圖和局部零件圖。其具體參數(shù)如下：額定裝載質(zhì)量3000kg最大總質(zhì)量6750kg最大車速75km/h比功率

10kw/t比轉矩

33N·m/t3、

設計計算要求：〔1〕

根據(jù)數(shù)據(jù)，確定軸數(shù)，驅(qū)動形式，布置形式，注意國家道路交通法規(guī)規(guī)定和汽車設計標準?！?〕

確定汽車主要參數(shù)。1〕

主要尺寸，可從參考資料中獲取。2〕

進展汽車軸荷分配。3〕

百公里油耗。4〕

最小轉彎直徑。5〕

通過性幾何參數(shù)。6〕

制動性參數(shù)?！?〕

選定發(fā)動機功率、轉速、扭矩，可參考已有車型?！?〕

離合器的構造形式選擇，主要參數(shù)計算?！?〕

確定傳動系最小傳動比，即主減速器傳動比?！?〕

確定傳動系最大傳動比，從而計算出變速器最大傳動比?！?〕

機械式變速器型式選擇，主要參數(shù)計算，設置合理的檔位數(shù)，計算出各檔的速比。〔8〕

驅(qū)動橋構造型式，根據(jù)主減速器的速比，確定采用單級或雙級主減速器。〔9〕

懸架導向機構構造形式?！?0〕

轉向器構造形式選擇，主要參數(shù)計算?！?1〕

前后軸制動器型式選擇，制動管路系統(tǒng)型式，主要參數(shù)計算。4、

完成內(nèi)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份二、汽車形式選擇1、

根據(jù)數(shù)據(jù)，確定軸數(shù)、驅(qū)動形式，布置形式?！?〕

由最大總質(zhì)量ma=6750kg=6.75t由"汽車設計"表1-2確定貨車為中型貨車?！?〕

確定軸數(shù)。由單軸最大允許軸載質(zhì)量為10t，雙軸汽車構造簡單，制造本錢低，故采用雙軸方案?！?〕

驅(qū)動形式采用4×2形式，后輪驅(qū)動?！?〕

布置形式駕駛室采用平頭型式，發(fā)動機前置，直列四缸柴油發(fā)動機2、

汽車主要參數(shù)〔1〕

外廓尺寸總長：6550mm總寬：2276mm總高：2391mm〔2〕

軸荷分配滿載時前軸6750kg×30%=2025kg后軸6750kg×70%=4725kg空載時前軸3750kg×50%=1875kg后軸3750kg×50%=1875kg〔3〕

百公里燃油消耗量由總質(zhì)量ma=6~12t的柴油機單位質(zhì)量百公里油耗量1.65~1.85L則車百公里消耗量1.55×6.75L~1.86×6.75L即：10.46L~12.56L?。?1.5L〔4〕

最小轉彎直徑Dmin=14m〔5〕

通過性幾何參數(shù)最小離地間隙270mm接近角34°離去角17°〔6〕

一般數(shù)據(jù)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(jīng)濟車速40km/h最大爬坡度16°14′〔13%〕最大制動距離≤8m燃料消耗量11~12L/100km儲藏行程700km發(fā)動機型號NJD433A型制造廠**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Pema*和相應轉速np單級主減速器4×2型汽車ηT=90%滾動阻力系數(shù)fr=0.02空氣阻力系數(shù)CD=0.9Pema*=〔6750×9.8×0.02×75/3600+0.9×4×753/76140〕/90%=52.8kw最大功率轉速np=3000轉/分〔2〕

最大轉矩Tema*最大扭矩轉速nT=2000轉/分4、

離合器構造型式選擇選取拉式膜片彈簧離合器，其主要性能參數(shù)有后備性系β，單位壓力p0，尺寸參數(shù)D、d和摩擦片厚度b以及構造參數(shù)摩擦面數(shù)Z和離合器間隙Δt及摩擦因數(shù)f〔1〕

后備系數(shù)β=1.50×2.25取β=1.6〔2〕

單位壓力p0=0.3Mpa〔3〕

摩擦片外徑D，內(nèi)徑d和厚度b摩擦片外徑其中KD為直徑參數(shù)，最大總質(zhì)量1.8~14.0t/m商用車KD為16.0~18.5取KD=17.0∴=241.4mm，取為240mm。摩擦片內(nèi)徑由d/D=0.53~0.70取d/D=0.6∴d=0.6D=0.6×240=144mm摩擦片厚度取b=3.5mm〔4〕

摩擦因數(shù)f，摩擦面數(shù)Z和離合間隙Δt取Z=2×2=4Δt=3~4mm5、

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傳動比。傳動系最大傳動比，總質(zhì)量在5.0t~8.0t時，?tma*=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(shù)，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(qū)動橋構造形式，根據(jù)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(qū)動橋構造簡單，本錢低，故采用之，總成構造設計詳見三。9、

懸架導向機構構造型式前懸架：采用縱向?qū)ΨQ長截面鋼板彈簧，雙向作用筒式減振器。后懸架：采用縱向?qū)ΨQ漸變剛性鋼板彈簧，雙向作用筒式減振器。10、轉向器構造型式采用循環(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(nèi)徑Φ320mm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、其它構造車架采用沖壓鉚接梯形構造前輪單胎后輪雙胎7.50~16

14層級輪胎，可選用8.25~16輪胎，5.50F~16選6.00G~16輪輞備用輪胎升降器為懸鏈式。三、驅(qū)動橋設計計算〔一〕

主減速器齒輪計算載荷確實定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。nniikiTKTfedce01ma*取Kd=1，K=1，?1=6.4，n=1，if=1，?0=5.86，η=90%得Tce=6804.7N·m2、

按驅(qū)動輪打滑轉矩確定Tcs其中，G2=3000kg，m2′=1.2，rr=400mm，?m=5.86，φ=0.85，ηm=85%∴Tcs=245.7N·mTc=min[TceTcs]=245.7N·m3、

按汽車日常行使平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcf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ηG=90%∴Tz=48.3N·m〔二〕

錐齒輪主要參數(shù)選擇1、

主從動錐齒輪數(shù)z1，z2主動錐齒輪齒數(shù)z1=7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(shù)msKD2為直徑系數(shù)，一般為13.0~15.3，取KD2=15∴D2=95mm2222/zDms3c3cmsTKm其中Km=0.4，∴ms=2.43、

主從動錐齒輪齒面寬b1和b2節(jié)距=47.5mm齒面寬b≤30%A=14mm。4、

中點螺旋角β=35?5、

螺旋方向主動錐齒輪左旋，大齒輪右旋6、

法向壓力角α=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，滿足設計要求。2、

齒輪彎曲強度301030102wsvmscwbDJmkkkkT3、

齒輪接觸強度≤2800Mpa∴強度符合要求錐齒輪材料用ZQSn10〔四〕

差速器主參數(shù)選擇1、

行星齒輪n=22、

行星齒輪球面半徑Rb=2.5～3.0，節(jié)錐距=(0.98～0.99)3、

行星齒輪和半軸齒輪節(jié)錐角、及模數(shù)錐齒輪大端端面模數(shù)為4、

壓力角α=22?30?5、

行星齒輪軸直徑d和支承長度LL=1.1d〔五〕

差速器齒輪強度計算≤980Mpa∴強度符合要求例：制動時前、后輪的地面法向反作用力如下列圖所示為，忽略汽車的滾動阻力偶和旋轉質(zhì)量減速時的慣性阻力偶矩，汽車在水平路面上制動時的受力情況。因為制動時車速較低，空氣阻力可忽略不計，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〔4-25〕〔4-26〕式中：和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，則汽車制動減速度為或〔4-27〕式中：為附著系數(shù)。將式〔4-27〕代入式〔4-25〕，有〔4-28〕由式〔4-28〕可知，制動時汽車前輪的地面法向反作用力隨制動強度和質(zhì)心高度增加而增大；后輪的地面法向反作用力隨制動強度和質(zhì)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，*載貨汽車滿載在枯燥混凝土水平路面上以規(guī)定踏板力實施制動時，為靜載荷的90％，為靜載荷的38％，即前軸載荷增加90％，后軸載荷降低38％。前輪驅(qū)動或后輪驅(qū)動本身不會對制動的表現(xiàn)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(shù)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：WZ3900礦用汽車各種裝載質(zhì)量時前后輪胎的負荷計算〔l〕：空車重39000kg

前軸負荷18600kg

后軸負荷20400kg滿載總重89000kg

前軸負荷29400kg

后軸負荷59600kg軸距4400mm〔2〕假定：裝載質(zhì)量變化時，裝載物的質(zhì)量中心在水平面上的投影位置不變〔僅質(zhì)量中心的高度變化〕〔3〕由1得：由50噸裝載質(zhì)量產(chǎn)生的前軸負荷為

29400—18600=10800kg由50噸裝載質(zhì)量產(chǎn)生的后軸負荷為

59600—20400=39200kg設裝載物的質(zhì)量中心距前軸的距離為a，則根據(jù)力矩平衡原理有：50000a=39200×4400∴a=39200×4400／50000=3449.6mm裝載物質(zhì)量中心距后軸的距離b=4400－3449.6=950.4mm〔4〕假設裝載質(zhì)量為30噸，則裝載質(zhì)量分配到前、后軸的軸荷分別為：前軸

30000×950.4／4400=6480kg

后軸

30000—6480=23520kg

前軸總軸荷=18600＋6480=25080kg后軸總軸荷=20400＋23520=43920kg

前輪負荷=25080／2=12540kg后輪負荷=43920／4=10980kg〔5〕其他裝載質(zhì)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(zhì)量為1030kg，后軸質(zhì)量為1260kg。測出其前軸制動力分別為，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(diào)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：

5100/〔(1030+1260k×9.8〕≈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(xiàn)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%。新國標適應了汽車開展變化的新形勢。三G—汽車重力—道路坡度角、—作用在前、后輪上的滾動阻力偶矩、—作用在前后輪上的慣性阻力偶矩—作用在橫置發(fā)動機飛輪上的慣性阻力偶矩—空氣阻力，在風洞中實測獲得的—汽車質(zhì)心高—風壓中心高、—作用在前后輪上的地面法向反作用力、—作用在前后輪上的地面切向反作用力—汽車軸距、—汽車質(zhì)心至前后軸之距離—摩擦系數(shù)—車輪半徑假設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：故得：—、、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。平地面上的靜態(tài)載荷當車輛靜止在水平地面上時候，載荷公式比擬簡單。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：低速時候加速風阻等于0，特殊情況，在水平地面低速情況下加速時，風阻等于0，==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。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"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到達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：所以，坡度影響下的車軸載荷為:==與第1種中的軸荷分配相比擬，我們可以發(fā)現(xiàn)：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。四1、B級車吉利金剛汽車在位于水平地面上空載時，即整備質(zhì)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(zhì)量為1067Kg)。利用式4，求出b2、B級車