1、=精選公文范文，管理類，工作總結類，工作計劃類文檔，歡迎閱讀下載=汽車質量在前后軸軸荷分配一 1、汽車的質量對汽車的動力性、燃油經濟性、制動性、操縱穩定性等都有重要的影響。在相同發動機的前提下，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的燃油越多；一定速度減小到零，在剎車時于E?12mv，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

2、總質量、軸荷分配三個概念。 整車整備質量：指車上帶有全部裝備等），加滿燃油、水”）。 汽車總質量：是指裝備齊全、并按規定裝滿客、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。 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

3、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

4、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，是依據有關國家標準執行的。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，將發動機、變速器和驅動器聯成一體，布置在汽車前方，可省略傳動軸，提高汽車操縱的穩定性。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

5、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，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

6、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，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

7、倒車盲區也會偏大，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，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，增加車輛的穩定性。 例：汽車的驅動性能、制動性能、方向穩定性等性能，不但與上述各系統的結構和參數有關，還取

8、決于汽車底盤的整體設計，例如軸距影響汽車重量在各軸上的分配，輪距影響汽車的穩定性。現代汽車的設計已大體定型：轎車是前輪轉向，發動機可以前置或后置(后輪驅動)；貨車和小型客車則一般均為發動機前置，后輪驅動，前輪轉向；中大型客車大都為發動機后置或底置，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軸荷超過公路規定的限度時，就必須增加軸數，或采取汽車列車型式。 靜態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時，其重心都會發生前移，所以制動力也會發生重新分配，靜態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，動態檢驗就能

9、反映出重心前移問題，檢測結果表明前軸制動力都比靜態檢測要大很多，制動力確實發生了重新分配。如蘇B35028汽車的整備質量G80040N，靜態載荷為：前軸GF24160N，后軸GR55880N，緊急制動時前軸制動力FBF29010N，后軸制動力FBR28540N，總制動力FB=57550N，該車在平板檢驗臺上空車負荷前、后軸軸荷分配為6139，滿載負荷前、后軸軸荷分配為5149。空載車重量是指整車整備重量，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

10、車的軸荷分配如下： 各類汽車的軸荷分配 車型 乘 發動機前置前輪驅動 用 發動機前置后輪驅動 車 發動機后置后輪驅動 商 用 貨 車 4?2后輪單胎 4?2后輪雙胎，長短頭式 4?2后輪雙胎，平頭式 6?4后輪雙胎 滿載 前軸 47%60% 45%50% 40%46% 32%40% 25%27% 30%35% 19%25% 后軸 前軸 空載 后軸 34%44% 44%49% 50%62% 41%50% 51%56% 46%52% 63%69% 40%53% 56%66% 50%55% 51%56% 54%60% 38%50% 60%68% 73%75% 65%70% 75%81% 50%59%

11、 44%49% 48%54% 31%37% 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33N·m/t 3、 設計計算要求： 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規定

12、和汽車設計規范。 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。 選定發動機功率、轉速、扭矩，可參考已有車型。離合器的結構形式選擇，主要參數計算。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，主要參數計算，設置合理的檔位數，計算出各檔的速比。 驅動橋結構型式，根據主減速器的速比，確定采用單級或雙級主減速器。懸架導向機構結構形式。 轉向器結構形式選擇，主要參數計算。 前后軸制動器型式選擇，制動管路系統型式，

13、主要參數計算。 4、 完成內容 總成裝配圖1張零件圖1張零件圖1張設計計算說明書1份 二、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。 最大總質量ma=6750kg= 汽車設計表1-2確定貨車為中型貨車。確定軸數。 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。 驅動形式采用4×2形式，后輪驅動。布置形式 駕駛室采用平頭型式，發動機前置，直列四缸柴油發動機 2、 汽車主要參數 外廓尺寸 總長：6550mm 總寬：2276mm 總高：2391mm軸荷分配 滿載時前軸6750kg×30%=2025kg后軸6750kg×

14、70%=4725kg 空載時前軸3750kg×50%=1875kg后軸3750kg×50%=1875kg百公里燃油消耗量 總質量ma=612t的柴油機單位質量百公里油耗量 則車百公里消耗量×× 即： 取： 最小轉彎直徑Dmin=14m通過性幾何參數 最小離地間隙270mm 接近角34° 離去角17° 一般數據 軸距 3308mm 輪距 前輪1584mm 后輪1485mm 最高車速75km/h 最低穩定車速20km/h 經濟車速40 km/h 最大爬坡度16°14 最大制動距離8m 燃料消耗量1112L/100km 儲備行程7

15、00km 發動機型號NJD433A型 制造廠 南京汽車制造廠 外形尺寸 長780mm 寬651mm 高671mm 3、 選定發動機功率、轉速、扭矩 發動機最大功率Pemax和相應轉速np Pemax?單級主減速器4×2型汽車T=90% 滾動阻力系數fr= 空氣阻力系數CD= Pemax=/90% = 最大功率轉速np=3000轉/分最大轉矩Temax CA31magfr(vamax?Dvamax)?T360076140 Temax?9549?Pemaxnp?9549?m3000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

16、，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f 后備系數=× 取= 單位壓力p0= 摩擦片外徑D，內徑d和厚度b Demax 摩擦片外徑其中KD為直徑參數，最大總質量/m商用車 KD為 取KD= D?KTD?=，取為240mm。 摩擦片內徑d/D= 取d/D= d= =×240=144mm 摩擦片厚度取b= 摩擦因數f，摩擦面數Z和離合間隙t 取Z=2×2=4 t=34mm 5、 主減速器的傳動比取，系統最小傳動比為 6、 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，總質量在時，?tmax=

17、變速器最大傳動比?=/= 7、 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： 一檔二檔三檔四檔倒檔8、 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。 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 采用循環球式動力轉向器 11、制動系 前后采用獨立雙回路液壓制動系統，制動閥為雙腔串聯活塞式。 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

18、動鼓機械式軟軸操作 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16 14層級輪胎，可選用16輪胎，16 選16輪輞 備用輪胎升降器為懸鏈式。 三、驅動橋設計計算 主減速器齒輪計算載荷的確定 1、 按發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。 Tce ? K d Te ki i i ? max 1 f 0 n 取Kd=1，K=1，?1=，n=1，if=1，?0=，=90% 得Tce=·m 2、 按驅動輪打滑轉矩確定Tcs Tcs?rrG2m2im?m 其中，G2=3000kg，m2= ，rr=400mm，?m

19、=，=，m=85% Tcs= N·m Tc=minTce Tcs = N·m 3、 按汽車日常行使平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩Tcf Tcf?Garr(fR?fH?fi)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 Tz?其中G=90% Tz= N·m 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 從動錐齒輪z2=39 Tci0?G 傳動比?=39/7= 2、 從動錐齒輪大端分度圓直徑D2和端面模數ms D2?KD23TcKD2為直徑系數，一般為，取KD2=15 D2=95mm m s ? D / z

20、2 2 ? K 3 T m s m c 其中Km=， ms= 3、 主從動錐齒輪齒面寬b1和b2 節距2A?msz12?z2/2= = = 齒面寬b30% 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? 主減速器錐齒輪強度計算 1、 單位齒長圓周力 按發動機最大轉矩計算時， p?2TemaxigD1b?102?2?102/14?1097?p 滿足設計要求。 ? ? w 2T k k k c 0 s m ? 10 3 k v m s bDJ w 700Mpa 2、 齒輪彎曲強度3、 齒輪接觸強度 ?j?CpD12Tzk0kmkskf

21、kvbJJ?1032800 Mpa 強度符合要求 錐齒輪材料用ZQSn10差速器主參數選擇 1、 行星齒輪n=2 2、 行星齒輪球面半徑Rb Rb?Kb3TdKb=， 節錐距A0=()Rb 3、 行星齒輪和半軸齒輪節錐角?1、?2及模數m ?z1?1?arctan?z?錐齒輪大端端面模數m為 2?z2?2?arctan?z?1?m?2A02Asin?1?0sin?2z1z2 4、 壓力角=22?30? 5、 行星齒輪軸直徑d和支承長度L T0?103d?c?nrdL= ?w? 差速器齒輪強度計算強度符合要求 2Tkskm?103kvmb2d2Jn980 Mpa 例：制動時前、后輪的地面法向反作

22、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，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 ?mgduhgF?(L?)?z12Ldtg?F?mg(L?duhg)z21?Ldtg? mg?F?hg?z1L?F?mg?h?L? 式中：?Fz1和?Fz2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，j?則汽車制動減速度dudt為 1dudug?b?b?gdt dt或式中：?b為附著系數。 mg?F?(L2?hg?b)?z1L?F?mg(L?h?)z21gb?L?將

23、式代入式，有 式可知，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定踏板力實施制動時，?Fz1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

24、均衡分布的但在制動過程中，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 已知：空車重39 000kg 前軸負荷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 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 1得： 50噸裝載質量產生的前軸負荷為 29 40018 600=10 800kg 50噸裝載質量產生的后軸負荷為 59 60020 400=39 200kg

25、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=39 200×4 40050 000=3 裝載物質量中心距后軸的距離b= 4 4003 449. 6= 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 30 000×4 400=6 480kg 后軸 30 0006 480=23 520kg前軸總軸荷=18 6006 480=25 080kg 后軸總軸荷=20 40023 520=43 920kg 前輪負荷=25 0802=12 540kg 后輪負荷=43 9204=10 980kg 其他裝

26、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，制動協調時間為。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×)65% 制動力總和占整車重力的百分比： (3500+3100+3900+3300)/(1030+1260)×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)/350011% 后軸左右輪制動力差與后袖

27、左右輪中制動力大者之比： (3900-3300)/3900215% 駐車制動力與該車在測試狀態下整車重力的百分比： 5100/(1030+1260k×23% 該車后軸制動力與后軸重力之比為58%，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。現代轎車車速高，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軸荷的100%，而后軸左右輪制動力之和常小于后軸靜態軸荷的40%。于前輪制動能力大，所以整車制動力仍大于整車重力的

28、60%。新國標適應了汽車發展變化的新形勢。 三 G汽車重力 ?道路坡度角 Tf1、Tf2作用在前、后輪上的滾動阻力偶矩 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 FZ1、FZ2作用在前后輪上的地面法向反作用力 FX1、FX2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 r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： G?cos?b?FZ1?L?G?cos?f?r?G?hg?sin?m?hgdu?Ti?Fw?hw?0

29、 dtG?cos?a?FZ2?L?G?cos?f?r?G?hg?sin?m?hg故得： du?Ti?Fw?hw?0 dtFZ1?G?cos?b?G?cos?f?r?G?hg?sin?m?hgLG?cos?a?G?cos?f?r?G?hg?sin?m?hgLdu?Ti?Fw?hwdt du?Ti?Fw?hwdt FZ2?TiTj1、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轉移的動載荷。 1、 平地面上的靜態載荷 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 ： G?b

30、LG?aFZ2? LFZ1?2、 低速時候加速 風阻等于0， FZ1?G?cos?b?G?cos?f?r?G?hg?sin?m?hgLG?cos?a?G?cos?f?r?G?hg?sin?m?hgLG?b?G?f?r?m?hgLG?b?Ldu?Tidt du?Ti)dt du?Tidt du?Ti)dt du?Tidt du?Tidt FZ2?特殊情況，在水平地面低速情況下加速時，風阻等于0， FZ1?(G?f?r?m?hgL = FZ2?G?a?G?f?r?m?hgLG?a?L(G?f?r?m?hgL= 可見，當車輛加速時，載荷從前軸向后軸轉移，與加速度和重心高度與軸距的比值成正比。 3、

31、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: FZ1?G?b?G?f?r?G?hg?TiL =G?b(G?f?r?G?hg?Ti)? LLG?a?G?f?r?G?hg?TiL FZ2?G?a(G?f?r?G?hg?Ti)?= LL與第1種中的軸荷分配相比較，我們可以發現：正坡度導致載荷從前軸向后軸轉移；同理，可以知道，負坡度導致載荷從后軸向前軸轉移。 四 1、B級車吉利金剛汽車