汽车质量在前后轴的轴荷分配综述

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。

在相同发动机的前提下，汽车的质量越大0-100m/s 的加速时间越长；行驶相同里程所消耗的燃油越多；由一定速度减小到零，在刹车时由于2
12
E mv
（m 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。

二
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，各使用性能对其要求是相互矛盾的，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：要对各部件进行较为仔细的布置，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，必要时还要进行调整。

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行计算，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达到预定要求。

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。

当总体布置进行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，进而影响车的内部使用空间。

微型轿车轴距一般都在2200mm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，成人可以比较宽松地坐下轴距，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，都深受人们欢迎。

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，则车厢长度就会不足，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及制动、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)；货车和小型客车则一般均为发动机前置，后轮驱动，前轮转向；中大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。

一般行驶车辆在进行制动（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，则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，检测结果表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。

如苏B35028汽车的整备质量G＝80040N（空载），静态载荷（轴重力）为：前轴G F＝24160N，后轴G R＝55880N，紧急制动时前轴制动力F BF＝29010N，后轴制动力F BR＝28540N，总制动力F B=57550N，该车在平板检验台上（附着因数Φ=0.8)测试时：前轴制动力／前轴静态载荷为F BF/G F＝29010/24160＝120%；后轴制动力／后轴静态载荷为F BR/G R＝28540/55880＝51％；总制动力／整备质量为F B/G=57550/80040＝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，加上每人在行李箱中放7公斤行李而设定的。

各类汽车的轴荷分配如下：
各类汽车的轴荷分配
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：商用车总体设计及各总成选型设计
2、要求：
为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，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，详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。

其具体参数如下：
额定装载质量3000kg
最大总质量6750kg
最大车速75km/h
比功率10kw/t
比转矩33N·m/t
3、设计计算要求：
（1）根据已知数据，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范。

（2）确定汽车主要参数。

1）主要尺寸，可从参考资料中获取。

2）进行汽车轴荷分配。

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。

（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。

4、完成内容
（1）总成装配图1张（1号图）
（2）零件图1张（3号图）
（3）零件图1张（3号图）
（4）设计计算说明书1份
二、汽车形式选择
1、根据已知数据，确定轴数、驱动形式，布置形式。

（1）由最大总质量m a=6750kg=6.75t
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，制造成本低，故采用双轴方
案。

（3）驱动形式采用4×2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6750kg×30%=2025kg
后轴6750kg×70%=4725kg
空载时前轴3750kg×50%=1875kg
后轴3750kg×50%=1875kg
（3）百公里燃油消耗量
由总质量m a=6~12t的柴油机单位质量百公里油耗量1.65~1.85L
则车百公里消耗量1.55×6.75L~1.86×6.75L
即：10.46L~12.56L
取：11.5L
（4）最小转弯直径D min=14m
（5）通过性几何参数
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/100km
储备行程700km
发动机型号NJD433A型
制造厂南京汽车制造厂
外形尺寸长780mm
宽651mm
高671mm
3、 选定发动机功率、转速、扭矩
（1） 发动机最大功率P emax 和相应转速n p
)761403600(13max max max a D a r
a T e v A C v gf m P +=
η
单级主减速器4×2型汽车ηT =90% 滚动阻力系数f r =0.02 空气阻力系数C D =0.9 P emax =（6750×9.8×0.02×75/3600+0.9×4×753/76140）/90%
=52.8kw
最大功率转速n p =3000转/分 （2） 最大转矩T emax
m
N n P T p
e e ⋅=⨯⨯
==6.2013000
8
.522.195499549
max
max α
最大扭矩转速n T =2000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β，单位压力p 0，尺寸参数D 、d 和摩擦片厚度b 以及结构参数摩擦面数Z 和离合器间隙Δt 及摩擦因数f
（1） 后备系数β=1.50×2.25
取β=1.6
（2） 单位压力p 0=0.3Mpa
（3） 摩擦片外径D ，内径d 和厚度b
摩擦片外径
max e D T
K D = 其中K D 为直径参数，最大总质量1.8~14.0t/m 商用车 K D 为16.0~18.5 取K D =17.0
∴6.2010.17⨯=D =241.4mm ，取为240mm 。

摩擦片内径由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） 摩擦因数f ，摩擦面数Z 和离合间隙Δt
取Z =2×2=4 Δt =3~4mm
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，ίtmax =5.835 变速器最大传动比ί=5.835/0.786=7.82 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 1.00 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，成本低，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，制动鼓内径Φ320mm 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7.50~16 14层级轮胎，可选用8.25~16轮胎，5.50F~16 选6.00G~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的确定
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。

取K d =1，K =1，ί1=6.4，n =1，i f =1，ί0=5.86，η=90% 得T ce =6804.7N ·m
2、 按驱动轮打滑转矩确定Tcs
m m r cs i r m G T ηϕ2
2'=
其中，G 2=3000kg ，m 2′=1.2 ，r r =400mm ，ίm =5.86，φ=0.85，ηm =85% ∴T cs =245.7 N ·m
T c =min[T ce T cs ] =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
)(i H R m m r
a cf f f f n i r G T ++=
η
当计算锥齿轮疲劳寿命时，T c 取T cf
主动锥齿轮的计算转矩为
G c z i T T η0=
其中ηG =90% ∴T z =48.3 N ·m
（二） 锥齿轮主要参数选择
1、 主从动锥齿轮数z 1，z 2
主动锥齿轮齿数z 1=7 从动锥齿轮z 2=39
n
i i ki T K T f e d ce
η
1 max =
∴传动比ί=39/7=5.57
2、 从动锥齿轮大端分度圆直径D 2和端面模数m s
322c
D T K D =
K D 2为直径系数，一般为13.0~15.3，取K D 2=15 ∴D 2=95mm
=2.4 =2.5
其中K m =0.4，
∴m s =2.4
3、 主从动锥齿轮齿面宽b 1和b 2 节距
2
/2
221z z m A s +==47.5mm
齿面宽b ≤30% A =14mm 。

4、 中点螺旋角β=35˚ 5、 螺旋方向
主动锥齿轮左旋，大齿轮右旋 6、 法向压力角α=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，
]
[109714/8.16/104.66.2012102221max p b
D i T p g
e <=⨯⨯⨯=⨯=
满足设计要求。

2、 齿轮弯曲强度≤700Mpa
3、 齿轮接触强度
3
01
102⨯=
J
v f
s m z p j bJ k k k k k T D C σ≤2800 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
3d
b b T K R =
b K =2.5～3.0，
3 0 10 2 ⨯ =
w
s v m s c w
bDJ m k k k k T σ 2
2 / z D m s =
3 c
m s T K m =
节锥距
0A =(0.98～0.99)b R
3、 行星齿轮和半轴齿轮节锥角1γ、2γ及模数m
⎪
⎭⎫ ⎝⎛=⎪
⎭⎫ ⎝
⎛=122211arctan arctan z z z z γγ
锥齿轮大端端面模数m 为
22
0110sin 2sin 2γγz A
z A m ==
4、 压力角α=22˚30΄
5、 行星齿轮轴直径d 和支承长度L
[]d
c nr T
d σ1.1103
0⨯=
L =1.1d
（五） 差速器齿轮强度计算
3
22102⨯=
Jn d mb k k Tk v m
s w σ≤980 Mpa
∴强度符合要求
例：制动时前、后轮的地面法向反作用力
如下图所示为，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，汽车在水平路面上制动时的受力情况。

因为制动时车速较低，空气阻力
w F 可忽略不计，则分别对汽车前后
轮接地点取矩，整理得前、后轮的地面法向反作用力为
⎪⎪⎩⎪
⎪⎨
⎧-=+=)()(122
1g h dt du L L m g F g h dt du L L m g F g z g
z （4-25）
⎪⎪⎩⎪⎪⎨
⎧-=-=∆==∆221138.09.0z g z z g z F
h L m g F F h L m g F ϕϕ （4-26）
式中：1z F ∆和2z F ∆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死，
则汽车制动减速度
dt du j =
为
b g dt du
ϕ＝或
dt du g b 1=
ϕ （4-27） 式中：
b ϕ为附着系数。

将式（4-27）代入式（4-25），有
⎪⎪⎩⎪⎪⎨
⎧
-=+=)()(1221b g z b g z h L L m g F h L L m g F ϕϕ （4-28）
由式（4-28）可知，制动时汽车前轮的地面法向反作用力1z F 随制动强度和质心高度增加而增大；后轮的地面法向反作用力2z F 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，某载货汽车满载在干燥混凝土水平路面上以规定踏板力实施制动时，1z F ∆为静载荷的90％，2z F ∆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 3900矿用汽车各种装载质量时前后轮胎的负荷计算
（l ）已知：空车重39 000kg 前轴负荷18 600kg 后轴负荷20 400kg
满载总重89 000kg 前轴负荷29 400kg 后轴负荷59 600kg 轴距4 400mm
（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 29 400—18 600=10 800kg 由 50吨装载质量产生的后轴负荷为 59 600—20 400=39 200kg 设装载物的质量中心距前轴的距离为a ，则根据力矩平衡原理有： 50 000a =39 200×4 400
∴ a=39 200×4 400／50 000=3 449.6mm
装载物质量中心距后轴的距离b= 4 400－3 449. 6=950.4mm
（4）若装载质量为30吨，则装载质量分配到前、后轴的轴荷分别为： 前轴 30 000×950.4／4 400=6 480kg
后轴 30 000—6 480=23 520kg 前轴总轴荷=18 600＋6 480=25 080kg
后轴总轴荷=20 400＋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3500N，右轮3100Nz后轴制动力分别为3900N和330ON。

驻车制动力为5100N，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：
(3500+3100)/(1030×9.8)≈65%
制动力总和占整车重力的百分比：
(3500+3100+3900+3300)/〔(1030+1260)×9.8〕≈61%
前轴左右轮制动力差与前轴左右轮中制动力大者之比：
(3500一3100)/3500≈11%
后轴左右轮制动力差与后袖左右轮中制动力大者之比：
(3900-3300)/39002≈15%
驻车制动力与该车在测试状态下整车重力的百分比：
5100/〔(1030+1260k×9.8〕≈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100%，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%。

新国标适应了汽车发展变化的新形势。

三
G —汽车重力
α—道路坡度角
1f T 、2f T —作用在前、后轮上的滚动阻力偶矩 1j T 、2j T —作用在前后轮上的惯性阻力偶矩 je T —作用在横置发动机飞轮上的惯性阻力偶矩 W F —空气阻力，在风洞中实测获得的
g h —汽车质心高 w h —风压中心高
1Z F 、2Z F —作用在前后轮上的地面法向反作用力 1X F 、2X F —作用在前后轮上的地面切向反作用力
L —汽车轴距
a 、
b —汽车质心至前后轴之距离
f —摩擦系数
r —车轮半径
若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，则得：
1cos cos sin 0Z g g
i w w du
G b F L G f r G h m h T F h dt
ααα⋅⋅-⋅-⋅⋅⋅-⋅⋅-⋅-∑-⋅=
2cos cos sin 0Z g g
i w w du
G a F L G f r G h m h T F h dt
ααα⋅⋅-⋅+⋅⋅⋅+⋅⋅+⋅+∑+⋅= 故得：
1cos cos sin g g
i w w Z du
G b G f r G h m h T F h dt F L
ααα⋅⋅-⋅⋅⋅-⋅⋅-⋅-∑-⋅=
2cos cos sin g g
i w w Z du
G a G f r G h m h T F h dt F L
ααα⋅⋅+⋅⋅⋅+⋅⋅+⋅+∑+⋅=
i T —1j T 、2j T 、je T
每一个车轴上的载荷包括静载荷，以及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，载荷公式比较简单。

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 ：
1Z G b
F L ⋅=
2Z G a F L ⋅=
2、 低速时候加速 风阻等于0，
1cos cos sin g g
i Z du
G b G f r G h m h T dt F L
ααα⋅⋅-⋅⋅⋅-⋅⋅-⋅-∑=
2cos cos sin g g
i Z du
G a G f r G h m h T dt F L
ααα⋅⋅+⋅⋅⋅+⋅⋅+⋅+∑=
特殊情况，在水平地面低速情况下加速时，风阻等于0，
1g
i Z du
G b G f r m h T dt F L
⋅-⋅⋅-⋅-∑=
=
()g
i du
G f r m h T G b
dt L
L
⋅⋅-⋅-∑⋅- 2g
i Z du
G a G f r m h T dt F L
⋅+⋅⋅+⋅+∑=
=
()g
i du
G f r m h T G a
dt L
L
⋅⋅+⋅+∑⋅+
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α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达到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 1α≈ sin αα≈
所以，坡度影响下的车轴载荷为:
1g i
Z G b G f r G h T F L
α⋅-⋅⋅-⋅⋅-∑=
=
()
g i G f r G h T G b L L α⋅⋅+⋅⋅+∑⋅- 2g i
Z G a G f r G h T F L
α⋅+⋅⋅+⋅⋅+∑=
=()g i G f r G h T G a L L
α⋅⋅+⋅⋅+∑⋅+ 与第1种中的轴荷分配相比较，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。

四
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 ，,则利用式3求出c （整备质量为1067Kg)。

利用式4，求出b
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 行李）。

解：在拆车实习中，所统计到吉利金刚的数据如下：
(318.5311.0)
25021476.11067
fs W c L mm
W
+=⋅
=⨯
=(213.0224.5)25021025.91067
rs W b L mm
W +=⋅=⨯=
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。

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400mm ，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。

24/m s (cos /sin )
x f W c h a g h W L
αα⋅-⋅-⋅=1140.5(1.45780.9980.74/9.80.40.0599)
2.502
⨯⨯-⨯-⨯=
522.027Kg
=1140.5(1.04420.9980.74/9.80.40.0599)
2.502
⨯⨯+⨯+⨯=
(cos /sin )
x
r W b h a
g h W L
αα⋅+⋅+⋅=
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 ×cos3.433°=1138.219Kg.
616.192Kg
=1138.219f r W W Kg
+=。