汽车质量在前后轴的轴荷分配.docx

一
1、汽车的质量对汽车的动力性、燃油经济性、制动性、操纵稳定性等都有重要的影响。 在一样发动机的前提下，汽车的质量越大0-1m/s的加速时间越长；行驶一样里程所消耗
1
的燃油越多；由一定速度减小到零，在刹车时由于E -mv2cm为汽车总质量〕，质量越
大，能量越大，对刹车盘的制动性要求也越高；在其他条件一样的情况下，质量越大，在转 弯时产生的离心惯性力也越大，影响操纵稳定性。所以我们必须对汽车的质量予以重视。
2、汽车的质量参数包括汽车整备质量、载客量、装载质量、质量系数、汽车总质量、 载荷分配。下面重点介绍一下整车整备质量、汽车总质量、轴荷分配三个概念。
① 整车整备质量：指车上带有全部装备〔包括随车工具、备胎〔约18公斤〕等〕， 加满燃油〔35公斤〕、水〕。
② 汽车总质量：是指装备齐全、并按规定装满客、货的整车质量。
③ 轴荷分配：汽车质量在前后轴的轴荷分配是指汽车在空载或满载静止的情况下， 前后轴对支撑平面的垂直负荷，也可以用占空载或满载总质量的百分比来表示。
轴荷分配对轮胎寿命和汽车的使用性能有影响。在汽车总布置设计时，轴荷分配应考 虑这些问题：从各轮胎磨损均匀和寿命相近考虑，各个车轮的载荷应相差不大；为了保证汽 车有良好的动力性和通过性，驱动桥应有足够大的载荷，而从动轴载荷可以适当减少；为了 保证汽车有良好的操纵稳定性，转向轴的载荷不应过小。因此可以得出作为很重要的载荷分 配参数，各使用性能对其要相互矛盾的，这要求设计时应根据对整车的性能要求、使用条件 等，合理的选取轴荷分配。
汽车总体设计的主要任务：要对各部件进展较为仔细的布置，应较为准确地画出各部件 的形状和尺寸，确定各总成质心位置，然后计算轴荷分配和质心位置高度，必要时还要进展 调整。此时应较准确地确定与汽车总体布置有关的各尺寸参数，同时对整车主要性能进展计 算，并据此确定各总成的技术参数，确保各总成之间的参数匹配合理，保证整车各性能指标 到达预定要求。
汽车的驱动形式与发动机位置、汽车结构特点、车头形式和使用条件等对轴荷分配有 显著影响。如发动机前制前驱乘用车和平头式商用车前轴负荷较大，而长头式货车前轴负荷 较小。常在坏路上行驶的越野汽车，前轴负荷应该小些。乘用车和汽车设计者考虑汽车负载 状态，是依据有关国家标准执行的。当总体布置进展轴荷分配计算不能满足预定要求时，可 通过重新布置某些总成、部件〔如油箱，备胎、蓄电池等〕的位置来调整。必要时，改变轴 距也是可行的方法之一。
前轮驱动与后轮驱动只与汽车整体布置有关，多数轿车采用前轮驱动方式，将发动机、 变速器和驱动器联成一体，布置在汽车前方，可省略传动轴，提高汽车操纵的稳定性。后轮 驱动是少数轿车布置的形式，有利于轴荷分配和操纵机构布置。前轮驱动或后轮驱动本身不 会对制动的表现有大的影响，对汽车制动的主要影响是汽车前后轴荷的变化。地面对前、后 车轮上的法向反作用力数值等于车轮的垂直载荷，制动时法向反作用力影响作用在车轮上的 摩擦力大小。汽车静止时前后轴荷是平衡的，法向反作用力是均衡分布的。但在制动过程中， 由于汽车惯性力的作用，轴间的载荷会重新分配。在制动过程中，汽车受惯性影响向前冲， 前轮负荷大幅度增大；后轮载荷大幅度减少。
轴距：是通过车辆同一侧相邻两车轮的中点，并垂直于车辆纵向对称平面的二垂线之 间的距离。简单的说，就是汽车前轴中心到后轴中心的距离。对于三轴以上的汽车，其轴具 有从前到后的相邻两车轮之间的轴距分别表示，总轴距为各轴距之和。轴距的长短直接影响 汽车的长度，进而影响车的部使用空间。微型轿车轴距一般都在22mm以下，它的后座的 腿部空间较小，如果是成人坐在后座上的话，通常是膝盖要顶在前面的座位后背上，腿根本 伸不开，坐在车里给人一种压抑的感觉，就更甭提将其作为公务车和出租车使用了。相对于 微型车的轴距短小，普通型轿车和中级轿车轴距一般较长，因此后座空间相对大了一些，成 人可以比拟宽松地坐下轴距，所以这一级的轿车无论是做家庭用车、还是做出租车和公务车， 都深受人们欢送。汽车的轴距短，汽车长度就短，质量就小，最小转弯半径和纵向通过半径 也小，汽车的机动性就好。但如果轴距过短，那么车厢长度就会缺乏，后悬（车辆最后轮轴 线与汽车最后端的距离）也会过长，就会造成行驶时纵向摆动大与制动、加速或上坡时质量 转移大，其操纵性和稳定性就会变坏。如果轴距过长，就会使得车身长度增加，从而后部倒 车盲区也会偏大，如果不增加倒车雷达，倒车对新手而言是个严峻的考验。
汽车的装载方式和制动过程中作用在质心位置的惯性力都会改变汽车的轴间载荷，从而 改变了各轴与地面间的附着力，影响汽车的制动效能。因此轴间载荷影响汽车的制动力的分 配。
汽车静止时前后轴荷是平衡的，法向反作用力是均衡分布的但在制动过程 中，由于汽车惯性力的作用.轴间的载荷会重新分配。在制动过程中.汽车受惯 性影响向前冲，前轮负荷变大。
扭矩分配方式与汽车的质量分配相对应，有利于利用车辆加速时后轴载荷大于前轴的 情况下，提升车辆轮胎的抓地力，增加车辆的稳定性。
例：汽车的驱动性能、制动性能、方向稳定性等性能，不但与上述各系统的结构和参数有关， 还取决于汽车底盘的整体设计，例如轴距〔前后轮的间距〕影响汽车重量在各轴上的分配， 轮距〔左右轮的间距〕影响汽车的稳定性。现代汽车的设计已大体定型：轿车是前轮转向， 发动机可以前置〔前轮或后轮驱动〕或后置（后轮驱动）；货车和小型客车那么一般均为发动 机前置，后轮驱动，前轮转向；型客车大都为发动机后置或底置，后轮驱动；越野汽车的前 轮为转向驱动轮。当汽车总重量增加和轴荷超过公路规定的限度时，就必须增加轴数，或采 取汽车列车型式。
静态检验对行车制动的检测不能反映出行驶车辆制动时的轴荷分配问题。一般行驶车 辆在进展制动〔特别是紧急制动〕时，其重心都会发生前移，所以制动力也会发生重新分配， 静态检测就不能反映这一事实，那么其前轴制动力测量值偏低，整车制动力也偏低。相比而 言，动态检验就能反映出重心前移问题，检测结果说明前轴制动力都比静态检测要大很多， 制动力确实发生了重新分配。如B35028汽车的整备质量G = 840N〔空载〕，静态
载荷〔轴重力〕为：前轴Gf= 24160N，后轴Gr= 55880N，紧急制动时前轴制动力Fbf = 29010N， 后轴制动力Fbr = 28540N，，总制动力Fb=57550N，该车在平板检验台上〔附着因数①=0.8）测 试时：前轴制动力/前轴静态载荷为Fbf/Gf = 29010/24160 = 120%;后轴制动力/后轴静态载 荷为 Fbr/Gr = 28540/55880 = 51 %;总制动力 /整备质量为 Fb/G=57550/840 = 71.9%。可见 该车制动时能够充分利用前后轴动态载荷，制动性能较好，，趋于实际制动情况。
一般来说，FF车〔发动机前置前轮驱动〕空车负荷前、后轴轴荷分配为61 : 39，满 载负荷前、后轴轴荷分配为51： 49。空载车重量是指整车整备重量〔正确提法应称为“整
车整备质量〕，设计时考虑车辆的重量，是在整车整备重量加上座位负载的总和。对于4-5 人座位的轿车，是假设前排2人，1人在第2排座位上，每一位乘员的重量为68公斤，加 上每人在行箱中放7公斤行而设定的。各类汽车的轴荷分配如下：
各类汽车的轴荷分配
车型
满载
空载
前轴
后轴
前轴
后轴
乘
用
车
发动机前置前轮驱动
发动机前置后轮驱动
发动机后置后轮驱动
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 货 车
4 2后轮单胎
4 2后轮双胎，长短头式
4 2后轮双胎，平头式
6 4后轮双胎
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：整车设计时前后轴荷分配的例子

一、课程设计任务书
1、题目：商用车总体设计与各总成选型设计
2、要求:
为给定根本设计参数的汽车进展总体设计，计算并匹配适宜功率的发动机，轴荷分
计算指定总成的设计参数 其具体参数如下： 额定装载质量 最大总质量 最大车速 比功率
比转矩
3、 设计计算要求：
配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数，详细 绘出指定总成的装配图和局部零件图
30kg
6750kg
75km/h
10kw/t
33N - m/t
〔1〕根据数据，确定轴数，驱动形式，布置形式，注意国家道路交
通法规规定和汽车设计规。
〔2〕确定汽车主要参数。
1〕主要尺寸，可从参考资料中获取。
2〕进展汽车轴荷分配。
3〕百公里油耗。
4〕最小转弯直径。
5〕通过性几何参数。
6〕制动性参数。
〔3〕选定发动机功率、转速、扭矩，可参考已有车型。
〔4〕离合器的结构形式选择，主要参数计算。
〔5〕确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。
〔6〕确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。
〔7〕机械式变速器型式选择，主要参数计算，设置合理的档位数，
计算出各档的速比。
〔8〕驱动桥结构型式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级
主减速器。
〔9〕悬架导向机构结构形式。
〔10〕转向器结构形式选择，主要参数计算。
4、 完成容
〔1〕
〔2〕
〔3〕
〔4〕
、汽车形式选择
〔11〕前后轴制动器型式选择，制动管路系统型式，主要参数计算。
总成装配图1〔1号图〕 零件图1〔3号图〕 零件图1〔3号图〕
设计计算说明书1份
1、根据数据，确定轴数、驱动形式，布置形式。
由最大总质量ma=6750kg=6.75t
〔1〕
由《汽车设计》表1-2确定货车为中型货车。
〔2〕确定轴数。
由单轴最大允许轴载质量为10t，双轴汽车结构简单，制造本钱低，故采用双轴方 案。
〔3〕驱动形式采用4x2形式，后轮驱动。
〔4〕布置形式
驾驶室采用平头型式，发动机前置，直列四缸柴油发动机
2、汽车主要参数
〔1〕外廓尺寸
总长：6550mm
总宽：2276mm
总高：2391mm
〔2〕轴荷分配
满载时前轴 6750kgx30%=2025kg
后轴 6750kgx70%=4725kg
空载时前轴 3750kgx50%=1875kg
后轴 3750kgx50%=1875kg
〔3〕_百公里燃油消耗量_
由总质量ma=6~12t的柴油机单位质量百公里油耗量1.65~1.85L
那么车百公里消耗量1.55 x 6.75L~1.86 x 6.75L
即：10.46L~12.56L 取：11.5L
〔4〕最小转弯直径D.=14m
〔5〕通过性几何参薮"
最小离地间隙270mm
接近角34°
离去角17°
〔6〕一般数据
轴距 3308mm
轮距前轮1584mm
后轮1485mm
最高车速75km/h
最低稳定车速20km/h
经济车速40 km/h
最大爬坡度16° 14，〔13%〕
最大制动距离＜ 8m
燃料消耗量11~12L/1km
储藏行程7km
发动机型号NJD433A型
制造厂汽车制造厂
外形尺寸长780mm
宽 651mm
3、
高 671mm
选定发动机功率、转速、扭矩
发动机最大功率P和相应转速n
C A 二 P
—D—V3 )
76140 amax
nT=90%
〔1〕
1冲gf
—(a r V 36 amax
T
单级主减速器4x2型汽车
滚动阻力系数f =0.02
r
空气阻力系数CD=0.9
Pemax=〔 6750 x 9.8 x 0.02 x 75/36+0.9 x 4 x 753/76140〕/90%
=52.8kw
P
emax

最大功率转速n=30转/分
〔2〕P最大转矩T
emax
P1.2 5 28
T9549- emax9549 '颈201.6N m
p
最大扭矩转速nT=20转/分
4、离合器结构型式选择
选取拉式膜片弹簧离合器，其主要性能参数有后备性系0,单位压力P0,尺寸参 数D、d和摩擦片厚度b以与结构参数摩擦面数Z和离合器间隙At与摩擦因数f
〔1〕后备系数 0
取 0=1.6
〔2〕单位压力P0=0.3Mpa
〔3〕摩擦片外径D,径d和厚度b
D K 一 一
摩擦片外径D emax
其中Kd为直径参数，最大总质量1.8~14.0t/m商用车
KD为 16.0~18.5 取K=17.0
...D 17.0v201.6=241.4mm，取为 240mm。
摩擦片径由d/D=0.53~0.70
取 d/D=0.6
.••d=0.6D =0.6 x 240=144mm
摩擦片厚度取b=3.5mm
〔4〕摩擦因数f,摩擦面数Z和离合间隙At
取 Z=2x2=4
A t=3 4 mm
5、主减速器的传动比取5.86，系统最小传动比为0.786
6、确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。
传动系最大传动比，总质量在5.0t~8.0t时，tmax=5.835 变速器最大传动比 =5.835/0.786=7.82 峥
7、变速器型式选择
型式与排档数，机械式，四个前进档，一个倒档
各档变速比：
一档6.40
二档3.09
三档1.69
四档1.
倒档7.82
8、驱动桥结构形式，根据主减速器速比，确定采用螺旋锥齿轮单级主减速器。 由于非断开式驱动桥结构简单，本钱低，故采用之，总成结构设计详见三。
9、悬架导向机构结构型式
前悬架：采用纵向对称长截面钢板弹簧，双向作用筒式减振器。
后悬架：采用纵向对称渐变刚性钢板弹簧，双向作用筒式减振器。
10、转向器结构型式
采用循环球式动力转向器
11、制动系
前后采用独立双回路液压制动系统，制动阀为双腔串联活塞式。
行车制动器：前后均为鼓式，制动鼓径①320mm
驻车制动器：中央鼓式制动鼓由机械式软轴操作
空气压缩机：单缸风冷式
贮气筒：整体双腔式
12、其它结构
车架采用冲压铆接梯形结构
前轮单胎____
后轮双胎7.50~1614层级轮胎，可选用8.25~16轮胎，5.50F~16选6.G~16
轮辋
备用轮胎升降器为悬链式。
三、驱动桥设计计算
〔一〕主减速器齿轮计算载荷确实定
1、按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩。
T
ce
K T kii i
―d emax―Tf0 n
取 ％=1，K=1，1=6.4，n=1，if=1，0=5.86，n =90%
得 Tce=6804.7N - m
2、"按驱动轮打滑转矩确定Tcs
T
cs
G m r
1~2_r
i
m m
其中，G2=30kg，m『=1.2，rr=4mm，m=5.86，巾=0.85，nm=85%
•.•Tcs=245.7 N - m
Tc=min[TceT」=245.7 N - m
3、按汽车日常行使平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩T -
cf
fi)
T 史^ (f fcf i n R h
m m
当计算锥齿轮疲劳寿命时，[取Tcf
主动锥齿轮的计算转矩为
T
i0 G
其中nG=90%
...T=48.3 N - m z
〔二〕锥齿轮主要参数选择
1、主从动锥齿轮数z1，Z2
主动锥齿轮齿数Z1=7从动锥齿轮Z2=39
传动比=39/7=5.57
2、从动锥齿轮大端分度圆直径％和端面模数ms
D K 亍
2 D 2 c
KD2为直径系数，一般为13.0~15.3,取KD2=15
.♦.D =95mm 2
m D / z
m K (T
s mc =2.5
其中K=0.4, m
・，・m =2.4
3、主从动锥齿轮齿面宽bi和b2
A m 7；'z2 z2 /2 , 节距 s% i 2=47.5mm
齿面宽 b<30% A=14mm。
4、中点螺旋角0=35
5、螺旋方向
主动锥齿轮左旋，大齿轮右旋
6、法向压力角a=20
〔三〕主减速器锥齿轮强度计算
1、单位齿长圆周力
按发动机最大转矩计算时，
p "emax L
D b
1
满足设计要求。
1 02 2 2 01.6
6.4 1 02 /1 6.8 /14 1 097
[p]

2T k k k
I c Mm103
w k m bDJv s w
2、齿轮弯曲强度< 7Mpa
3、齿轮接触强度
C '2T k k k k
― z_0_m_s__f 1 03j D t k bJ
1 l v j< 28 Mpa
强度符合要求
锥齿轮材料用ZQSn10
〔四〕 差速器主参数选择
1、行星齿轮n=2
2、行星齿轮球面半径R
b
R K 3 丁
b b % d
b =2.5〜3.0,
AR
节锥距 0 = (0.98〜0.99) b
3、行星齿轮和半轴齿轮节锥角1、2与模数m
+ z /arctan 2，‘
-''Zi
锥齿轮大端端面模数为
2A .2A .
— sin——sin
Z 1 Z2
12
压力角a=22 30
4、
5、
w
差速器齿轮强度计算
| T 103
0
V 1.1 nr
r c d
L=1. 1d
2Tk k
s_m
〔五〕
强度符合要求
例：制动时前、后轮的地面法向反作用力
103 k mb d Jn
v 2 2
< 980 Mpa
行星齿轮轴直径d和支承长度L

如下列图所示为，忽略汽车的滚动阻力偶和旋转质量减速时的惯性阻力偶矩，汽车在水平路
F, 、一，
面上制动时的受力情况。因为制动时车速较低，空气阻力w可忽略不计，那么分别对汽车 前后轮接地点取矩，整理得前、后轮的地面法向反作用力为
m gdu h
FZ1vLM)
m gdu h
F也(L竺i)
z2L 1dt g
〔4-25〕
F 曜 h 0.9F
z1L gz1
〔4-26〕
F 2h 0.38F 2
式中：FZ1和Fz2分别为前后轮因制动形成的动载荷。如果假设汽车前后轮同时抱
.du J -
死，那么汽车制动减速度dt为
dt 携 b gdt〔4-27〕
式中：b为附着系数。
将式〔4-27〕代入式〔4-25〕,有
F— (Lh)
z1L2gb
F蛙(Lh)
z2L1gb〔4-
28〕
F -
由式〔4-28〕可知，制动时汽车前轮的地面法向反作用力zi随制动强度和质心高度增加而
F ,
增大；后轮的地面法向反作用力Fz2随制动强度和质心高度增加而减小。随大轴距汽车前后 轴的载荷变化量小于短轴距汽车载荷变化量。例如，某载货汽车满载在枯燥混凝土水平路面 上以规定踏板力实施制动时，Fzi为静载荷的90%, Fz2为静载荷的38%，即前轴载荷 增加90%，后轴载荷降低38%。
前轮驱动或后轮驱动本身不会对制动的表现有大的影响，对汽车制动的主要 影响是汽车前后轴荷的变化。地面对前、后车轮上的法向反作用力数值等于车轮 的垂直载荷，制动时法向反作用力影响作用在车轮上的摩擦力大小。汽车静止时 前后轴荷是平衡的，法向反作用力是均衡分布的但在制动过程中，由于汽车惯性 力的作用.轴间的载荷会重新分配。在制动过程中.汽车受惯性影响向前冲，前 轮负荷变大幅度增大；后轮载荷大幅度减少。
例：WZ 39矿用汽车各种装载质量时前后轮胎的负荷计算
〔1〕：空车重39 0kg前轴负荷18 6kg后轴负荷20
4kg
满载总重89 0kg前轴负荷29 4kg后轴负荷59 6kg
轴距4 4mm
〔2〕假定：装载质量变化时，装载物的质量中心在水平面上的投影位置不变〔仅质量中心 的高度变化〕
〔3〕由1得：由50吨装载质量产生的前轴负荷为29 4-18 6=10 8kg
由50吨装载质量产生的后轴负荷为59 6-20 4=39 2kg
设装载物的质量中心距前轴的距离为a，那么根据力矩平衡原理有：
50 0a =39 2 * 4 4
a=39 2 * 4 4 / 50 0=3 449.6mm
装载物质量中心距后轴的距离b= 4 4 - 3 449. 6=950.4mm
〔4〕假设装载质量为30吨，那么装载质量分配到前、后轴的轴荷分别为：
前轴 30 0 x 950.4 / 4 4=6 480kg
后轴 30 0-6 480=23 520kg
前轴总轴荷=18 6 + 6 480=25 080kg
后轴总轴荷=20 4 + 23 520=43 920kg
前轮负荷=25 080 / 2=12 540kg
后轮负荷=43 920 / 4=10 980kg
〔5〕其他装载质量时前后轮负荷计算方法同此，从略。
例：计算实例
称得一辆汽车前轴质量为1030kg，后轴质量为1260kg。测出其前轴制动力分别为， 左轮35N,右轮31Nz后轴制动力分别为39N和330ON。驻车制动力为51N，制动协 调时间为0.45s。判断该车制动性能是否合格。
前轴制动力占前轴重力的百分比：
(35+31)/(1030 x 9.8)彩65%
制动力总和占整车重力的百分比：
(35+31+39+33)/〔(1030+1260)x 9.8〕彩 61%
前轴左右轮制动力差与前轴左右轮中制动力大者之比：
(35 一 31)/35彩11%
后轴左右轮制动力差与后袖左右轮中制动力大者之比：
(39-33)/392彩15%
驻车制动力与该车在测试状态下整车重力的百分比：
51/〔(1030+1260kx9.8〕彩23%
该车后轴制动力与后轴重力之比为58%，由于在GB7258-1997中只考核前轴制动力与前 轴重力的百分比和制动力总和与整车重力的百分比，并未要求考核后轴，因此从上面计算结 果来看，该车制动性能是合格的。现代轿车车速高，制动时轴荷(即轴的重力)转移大，在设 计制造时，前轮制动力的设计能力较大。前轴左右轮制动力之和常大于前袖静态轴荷的 1%，而后轴左右轮制动力之和常小于后轴静态轴荷的40%。由于前轮制动能力大，所以整 车制动力仍大于整车重力的60%。新国标适应了汽车开展变化的新形势。

G—汽车重力
—道路坡度角
T 、 T 一作用在前、后轮上的滚动阻力偶矩 flf2
T 、 T 一作用在前后轮上的惯性阻力偶矩 .1j2
T 一作用在横置发动机飞轮上的惯性阻力偶矩 je
F 一空气阻力，在风洞中实测获得的
W
h—汽车质心高 g
h—风压中心高
w
F 、 F 一作用在前后轮上的地面法向反作用力 Z1Z2
F 、 F 一作用在前后轮上的地面切向反作用力 X1X 2
L 一汽车轴距
a、 b一汽车质心至前后轴之距离
f一摩擦系数
r一车轮半径

du
G cos b F L G cos f r G h sin
m h — T F h
Z1g
g dti W w
G cos a F L G cos f r G h sin
m h 四 T F h
Z2g
g dtiw w
故得：

G cos b G cos f r G h sin
du
m h 一 T F h
Fg
g dti W w
1T
Z1L

G cos a G cos f r G h sin
du
m h 一 T F h
F -g
g dti W w

假设将作用在汽车上的诸力对前、后轮与道路接触面中心取力矩，那么得:
0
0
L
Z2
T —T、T 、T
i_1j2 je
每一个车轴上的载荷包括静载荷，以与其他作用在车辆上从前轴到后轴〔或者从后轴到 前轴〕转移的动载荷。
1、平地面上的静态载荷
当车辆静止在水平地面上时候，载荷公式比拟简单。倾角的正弦值等于0，而余弦值 等于1，作用在前、后轮上的滚动阻力偶矩均为0；风阻为0，所以：
G b
G a
F
Z1
2、低速时候加速
风阻等于0，
G cos b G cos f r G h sin mh^ T
F g!
Z1L
F
Z2
G cos a G cos f r G h sin m h 室 T gg dt i
L
特殊情况，在水平地面低速情况下加速时，风阻等于0，
F
Z1
G b G f r m h duT
L_dti
L
du
f r m h 一 T) g dt i
L
F
Z2
G a G f r m h duT !
L
G f r m h duT) g dt i
LL

可见，当车辆加速时，载荷从前轴向后轴转移，与加速度〔以重力加速度为单位〕和重 心高度与轴距的比值成正比。
3、坡度上的载荷
坡度对前后轴载荷的影响也是必须考虑的。坡度是“上升高度 与“行驶距离 的 比值，即坡度角 的正切值。州际高速公路上的正常爬坡度必须小于4%。初级中等 路面的爬坡度有时会到达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，坡度影响下的车轴载荷为：
G b G f r G h T
F gi
Z1L
G b G f r G h T） =g
LL
G a G f r G h T
F gi
Z2L
G a G f r G h T） =g
LL
与第1种中的轴荷分配相比拟，我们可以发现：正坡度〔即上坡时〕导致载荷从前轴 向后轴转移；同理，可以知道，负坡度〔即下坡时〕导致载荷从后轴向前轴转移。
1、B级车吉利金刚汽车在位于水平地面上空载时，即整备质量：
左前轮：318.5Kg左后轮：213.0Kg
右前轮：311.0Kg右后轮：318.5Kg
其轴距为2502mm，确定这辆车前后轴距离重心的距离。
解：位于水平地面上的车辆，前轴载荷为629.5Kg，后轴载荷为437.5kg其前后轴距重心的 距离分别设为b和c，,那么利用式3求出c〔整备质量为1067Kg）。

W
2502
(318.5 311.0)
1476.1mm

c L
—fs

W

1067

利用式4,求出b
b L
W
2502
(213.0 224.5)
1025.9nm

——rs

W

1067

2、B级车吉利金刚汽车在位于水平地面载客人数n分别为1、2、3、4、5时，求其前后轴 距离重心的距离〔每个乘客重量为68Kg，每人携带7Kg行〕。
解：在拆车实习中，所统计到吉利金刚的数据如下：
n（整备质量 1067Kg）
左前轮
右前轮
左后轮
右后轮
误差
备注
1、 (68Kg+7Kg)
346
318.5
241.0
235.0
1.5
驾驶员

2、 ([2 x 68+2 x 7]Kg)
350.5
348.0
252.0
262.5
4
驾驶员和副驾驶乘客
3、 ([3 x 68+3 x 7]Kg)
368.0
343.0
288.0
292.0
1
后排加一人
4、 ([4 x 68+4 x 7]Kg)
363.5
352.5
317.5
326.5
7
后排加二人
5、 ([5 x 68+5 x 7]Kg)
374.5
357.0
348.5
360.0
2
后排加三人

根据前面例子1所提供的方法，可以求出在有载客量的情况下重心距前后轴的距离。
n(整备质量 1067Kg)
重心、距前轴的距 离b
重心、距前轴的距 离c
备注
0、 1067Kg
1025.9mm
1476.1mm
整备质量
1、 (68Kg+7Kg)
1044.2mm
1457.8mm
驾驶员
2 、 ([2 x 68+2 x 7]Kg)
1061.2mm
1440.8mm
驾驶员和副驾驶乘客
3 、 ([3 x 68+3 x 7]Kg)
1124.1mm
1377.9mm
后排加一人
4 、 ([4 x 68+4 x 7]Kg)
1184.8mm
1317.2mm
后排加二人
5 、 ([5 x 68+5 x 7]Kg)
1231.0mm
1271.0mm
后排加三人

可以得出这样的结论：随着载客量的增加，重心距前轴的距离b逐渐增加，而重心距后 轴的距离逐渐减小。但在有的文献中随着载客量的增加，认为重心距离前后轴的距离是不变 的。
3、B级车吉利金刚汽车只有驾驶员一人，从静止起步以的1加速度爬6%，的坡度，求解此时 前后轴的载荷。
解：根据前面例2的分析，我们知道只有驾驶员一人时，车辆总重为1140.5Kg在水平路面 上，前轴载荷为664.5Kg，后轴载荷为476Kg，重心距前轴的b=1044.2mm，c=1457.8mm。通 过简单的计算，可以算出6%的坡度等于3.433°坡度角〔反正切值0.06〕。由于缺少重心 高度数据，假设其为4mm，现在已经拥有足够的数据利用〔式5〕和〔式6〕求解前后轴 的载荷。
... W (c cos h a /g h sin )
W *
fL
1140.5 (1.4578 0.998 0.7 4 /9.8 0.4 0.0599)
2.502
522.027Kg
w W (b cos h a /g h sin )
W *
1140.5 (1.0442 0.998 0.7 4 /9.8 0.4 0.0599)
2.502
616.192KgW W 1138.219Kg
f r
在此种状态下，前后轴的载荷总重为这两个载荷的加和为1138.219Kg,而不是车辆总 重的1140.5Kg。原因是车辆位于一个斜坡上，只有总重的余弦产生了车轴的载荷，所以作 用在车轴上的重量只有1140.5Kg x cos3.433° =1138.219Kg.