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八档变速器说明书

▲■IX—

1月I」言舌1

1.1课题背景1

1.2课题的意义1

1.3课题的研究内容1

1・4课题的研究手段2

2冷藏半挂车变速器的总体设计3

2.1变速器的基本要求3

2.2变速器传动方案分析3

2.2.1变速器（采用中间轴式）布置形式4

2.2.2副变速器的布置方案5

2.2.3倒挡布置方案7

2.3零、部件结构方案分析8

2.3.1齿轮形式8

2.3.2换挡机构的形式9

2.3.3防止自动脱挡9

2.3.4变速器轴承10

2.4变速器主要参数的选择10

2.4.1冷藏半挂车及发动机的有矢数据：

2.4.2传动比的范围11

2.4.3确定外形尺寸12

2.5齿轮参数的确定12

2.5.1模数12

2.5.2压力角a12

2.5.3螺旋角p13

2.5.4齿宽b13

2.6各挡齿轮齿数的分配14

•卜

2.6.1各档传动比分析14

2.6.2一挡齿轮齿数计算15

3VB程序17

3.1程序框图17

3.1.1设计流程图17

3.1.2行驶阻力■驱动力图18

3.1.3加速度曲线图18

3.1.4功率曲线图20

3.1.5最大爬坡度20

3.1.6后备功率21

3.2程序的实现21

4冷藏半挂车的动力计算22

4.1汽车的行驶方程式22

4.2动力性评价指标的计算22

4.2.1最高车速Uamax22

4.2.2最大爬坡度imax23

4.2.3最大加速度23

5总结24

6参考文献2526

1前言

1.1课题背景

变速器是汽车的重要组成部分，在机械传动系中作为一个独立的总成而存在。

随着汽车发动机转速、功率的不断提高和汽车电子技术的发展，对于与高性能发动机配合使用的汽车变速器的要求越来越高，这不仅仅要求变速器本身性能优异，而且要能充分发挥发动机的性能。

从现代汽车变速器的市场状况和发展来看，全世界的各大广商都对提高AT的性能及研制无级变速器CVT表现积极，汽车业界非常重视CVT在汽车上的实用化进程。

然而，因无级变速器技术难度很大，发展相对较慢，从而成为世界范圉内尚未解决的难题之一。

LI前世界上装车较多的汽车变速器是机械变速器、电控液力自动变速器、金属带链式无级变速器、电控机械式自动变速器、双离合器变速器等数种，并具有各自优势，但其中金属带式无级变速器的前景看好。

LU于自己能力相对有限，故在此次研究课题为设计一个机械式变速器。

1.2课题的意义

随着汽车工业的迅猛发展，车型的多样化、个性化已经成为汽车发展的趋势。

而变速器设计是汽车设计中重要的环节之一。

尽管近年来，自动变速器和无级变速器技术迅猛发展，对长期以来主导市场地位的机械变速器产生很大冲击，但机械变速器已应用了很长一个时期，经过反复改进，成为现在的形式,制造技术趋于成熟化，变速器会应对市场要求朝操纵舒适、轻柔、传动效率高、低油耗、环保与低噪声方向发展，汽车变速器市场的需求量将继续持续增长。

所以LI前研究此类重型运输车的变速器机构很有市场需求，研究这类变速器也有非常积极的意义。

1.3课题的研究内容

本课主要研究的是基于整车匹配的变速器总体设讣及整车动力性计算。

1.4课题的研究手段

文献法、实验模拟法

2冷藏半挂车变速器的总体设计

2.1变速器的基本要求

变速器用来改变发动机传到驱动轮上的转矩和转速，LI的是在原地起步、爬坡、转弯加速等各种工况下使汽车获得不同的牵引力和速度，同时使发动机在最有力的工况范围内丄作。

变速器设有空挡，可在启动发动机、汽车滑行或停车时使发动机的动力停止向驱动轮传输。

变速器设有倒挡，使汽车获得倒退行驶能力。

需要时，变速器还有动力输出功能。

所以对变速器提岀以下要求：

1）保证汽车有必要的动力性和经济性。

2）设置空挡用来切断发动机动力向驱动轮的传输。

3）设置倒挡，是汽车能倒退行驶。

4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。

5）换挡迅速、省力、方便。

6）工作可靠。

汽车行驶过程中变速器不得有跳挡、乱挡以及换挡冲击等现象发生。

7）变速器应当有相当高的工作效率。

8）变速器的工作噪声低。

以上要求中的1）、5）可以由合理的传动比保证（设计合理的齿轮齿数），询的要求则需要尽量简短的传动路线或者需要设置直接挡（本设计是靠直接挡来保证的），4）要求由于任务书中没有涉及在此不作考虑而2）要求的空挡需要曲操纵机构实现即保证动力不经过二轴，而要求6）需要通过结构设计来保证，将在下面提到。

除此之外，变速器还应满足出廓尺寸和质量小、制造成本低、拆装容易、维修方便等要求。

山于所要求设计的变速器挡数较多，所以需要附加副变速器，釆用这种方式使变速器结构变化不大。

2.2变速器传动方案分析

在固定轴式变速器中两轴式变速器和中间轴式变速器最为常用。

两轴式变速器具有结构简单、轮廓尺寸小和容易布置的特点并且传动效率较高工作噪声低，但是受结构限制，两轴式变速器的一挡传动比不可能设讣得很大。

因两轴式变速器不能设置直接挡，在高挡工作时噪声较大。

两轴式变速器常用于后置后驱与前置前驱车辆上。

中间轴式变速器多用于发动机前置后驱汽车和发动机后置后驱客车上。

中间轴式变速器通常共有的特点是：

绝大多数传动方案的第二轴前端经轴承支撑在笫一轴后端的孔内，且保持两轴轴线在同一直线上，经啮合齿套将它们连接后可得到直接挡。

使用直接挡变速器的齿轮和轴承及中间轴均不承受载荷，发动机转矩经过变速器笫一轴与笫二轴直接输出，此时变速器的传动效率最高，并且噪音低，齿轮和轴承的磨损降低提高变速器使用寿命。

而本次设计是42t的冷藏半挂车变速器，需要较大的驱动力，它要求需要较大传动比，随意

在本设讣中采用中间轴式变速器。

山于设计任务是设计一台具有八挡的变速器，当挡数超过六挡以后，可以在6挡以下的主变速器基础上，再行配置副变速器，通过两者组合获得多挡变速器。

所以为了获得八个挡位需要先确定一个四挡主变速器然后再匹配一个二挡副变速器，组合之后便可组成八挡变速器。

2.2.1变速器（采用中间轴式）布置形式

在挡数相同的条件下，各种中间轴式变速器主要在常啮合齿轮对数、换挡方式和倒挡传动方案上有差别。

如图3.1中的中间轴式四挡变速器传动方案示例的区别为：

图3.la、b所示方案有四对常啮合齿轮，倒挡用直齿滑动齿轮换挡。

第二轴为三点支承，前端支承在第一轴的末端孔内，轴的中部和后端分别支承在变速器壳体和附加壳体上。

图3.2所示传动方案乂能达到提高中间轴和第二轴刚度的目的；图3.lc所示传动方案的二、三、四挡用常啮合齿轮传动，而一、倒挡用支持滑动齿轮换挡，第二轴为两点支撑。

d）

图2・1

本次设计的冷藏半挂车常在重载下工作，图2・1中的四种布置方案b较好，一挡布置在支撑

端附近，并且b图较c图而言釆用四对常啮合齿轮传动，比起c的一挡中间轴齿轮在换挡时要承受着双向磨损，这不利于变速器的使用寿命，d也是很好的布置方案，它采用了5对常啮合齿轮后则消除了轮齿的端面磨损，并且在一挡和倒挡行驶时载荷分别LU不同的齿轮传递，这样就提高了

齿轮的寿命，但也增多了齿轮数II、增大了变速器旋转部分的总的惯性力矩，因而使同步器的工作条件变坏。

综上所述所以设讣中主变速器传动方案采用了b图的布置形式。

2.2.2副变速器的布置方案

副变速器用于空、满载的质量变化大、使用条件复杂、加之柴油机转矩变化平缓、适应性差而需要扩大传动比范圉、增多挡位数以适应在各种使用条件下的动力性与经济性要

求的重型车。

为不使变速器的结构过于复杂和便于系列化，多以四挡或五挡变速器与两（或三、

四）挡副变速器组合，后者可装在变速器之前或后或前及后。

前置副变速器多山一对齿轮组成超速挡代替变速器的常啮合传动齿轮，结构紧凑、易变

型。

前置副变速器用于分割主变速器相邻挡位之间的间隔，并获得两倍于主变速器挡位数的挡

位。

组合后的多挡变速器也只有两对齿轮同时进入啮合，因此传动效率不变。

利用已有的基本型变速器与前置副变速器组合的多挡变速器，通用化程度高是其基本优点，通常用于需要提高车速时（例如对柴油机汽车）或用于需要不大地提高车轮的牵引力时（在主变速器可以承受的范圉内）。

副变速器有两个挡，即直接挡和非直接挡。

后者根据需要可为超速挡，亦可为降速挡。

当前置副变速器采用具有较大传动比的降速挡时，要求主变速器有相对较大的中心距，以便能承受增大了的低挡输出转矩，这是它的主要缺点。

后置副变速器可由两对齿轮或行星齿轮机构组成，传动比较大，后置可减小变速器的尺寸及负荷，为常用型。

前后均置方案可得到更多挡位。

主、副变速器多联成一个单独总成以利拆装。

主、副变速器可分段或交替地换挡，前者使两种传动比分段衔接；后者交替插入：

也有将分段式与插入式结合成综合式的传动比搭配。

在本设计中鉴于所需的副变速器传动比较小用于分割主变速器相邻挡位之间的间隔以获得较好的挡位分配尽可能的发挥出柴油机转速，来提高中高挡车速。

所以设计所采用的副变速器布为前置式副变速器如图2-2所示：

图2・2

图2・2所示变速器为前置式副变速器，有一直接挡跟一传动比不是很大的降速挡组成，副变速器笫二轴接主变速器笫一轴，副变速器中间轴接主变速器中间轴，当主、副变速器均处于直接挡时这时传动比为1，是该组合式变速器最高挡（直接挡）八挡。

副变速器一轴与二轴通过结合套连在一起时为高速挡输出，不耦合时，通过一对常啮合齿轮副山副变速器中间轴输入到主变速器中间轴，对外输出。

2.2.3倒挡布置方案

与前逬挡位比较，倒挡使用率不高，而且都是在停车状态下实现换倒挡，故多数方案均釆用直齿滑动齿轮方式换倒挡。

为实现倒挡传动，有些方案在中间轴和第二轴上的齿轮传动路线中加入一个中间传动齿轮的方案。

图2-3为常见的倒挡布置方案。

图2・3b所示方案的优点是换倒挡时利用了中

间轴上的一扌当齿轮，因而缩短了中间轴的长度：

但换挡时要求有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。

图2-3c所示方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。

图2-3d所示方案针对前者的缺点作了修改，因而取代了图2-3c所示方案。

图2-3e所示方案是将中间轴上的一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。

图2・3f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，换挡更为轻便。

为了充分利用空间，缩短变速器轴向长度，有的货车倒挡传动釆图2・3g所示方案；其缺点是一、倒挡须各用一根变速器拨义轴，致使变速器上盖中的操纵机构复杂一此o

在本设计中釆用的主变速器布置方案强度较好，能抵御一定的弯曲应力，所以尖于倒挡就可以采用简单可靠的布置方案如图2-3a,即采用斜齿滑动齿轮换挡，简化布置。

2.3零、部件结构方案分析2.3.1齿轮形式

与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长，工作时噪声低等优点；缺点是制造时稍显复杂，工作时有轴向力。

变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的转动惯量增大。

山于所设计的货车的吨位较大，所以本次设计变速器中的齿轮均采用斜齿轮。

2.3.2换挡机构的形式

变速器换挡机构有直齿滑动齿轮，啮合套和同步器换挡三种形式。

U前啮合套换挡方法仍在某些要求不高的挡位及重型货车变速器上应用。

这是因为重型货车挡位间的公比较小，则换挡机构连件之间的角速度差也小，因此釆用啮合套换挡，并且还能降低制造成本及减小变速器长度。

所以在我的设计中副变速器和主变速器一二档上使用啮合套换挡。

使用同步器虽能保证迅速、无冲击、无噪声换挡，且与操作技术的熟练程度无矢提高了汽车的加速性、燃油经济性和行驶安全性，但是它却存在机构复杂、制造精度要求高、轴向尺寸大等缺点，故在本次设计中并不大范围使用，只在主变速器三四档上使用。

为了操纵方便，换入不同挡位的变速杆行程要求尽可能一样。

2.3.3防止自动脱挡

自动脱挡是变速器的主要故障之一。

为解决这个问题，除工艺上采取措施外，目前在结构上采取措施比较有效的方案有以下儿种：

1•将两接合齿的啮合位置错开，见图2・1o这样在啮合时，使接合齿端部超过被接合齿约

使用中接触部分挤压和磨损，因而在接合齿端部形成凸用来阻止接合齿自动脱挡。

合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，从而减虾自动脱挡，见图2・4。

3・将接合齿的工作面加工成斜面，形成倒锥角（一般倾斜2。

・3。

），使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力，见图2・4。

这种方案比较有效，应用较多。

2.3.4变速器轴承

变速器轴承常采用圆柱滚子轴承，球轴承，滚针轴承，圆锥滚子轴承，滑动轴套等。

至于何处应当采用何种轴承，是受结构限制并随所承受的载荷特点不同而不同。

变速器中采用圆锥滚子轴承虽然有直径小，宽度较宽因而容量大，可承受高负荷等优点，但

变速器笫一轴，第二轴的后部轴承以及中间轴前，后轴承，按直径系列一般选用中系列球轴承或圆柱滚子轴承。

轴承的直径根据变速器中心距确定，并要保证壳体后壁两轴承孔之间的距离不小于6〜20mm,下限只适用于轻型车和轿车。

而在此冷藏半挂车中只能选用上限了。

滚针轴承、滑动轴套主要用在齿轮与轴不是固定连接，并要求两者有相对运动的地方。

滚针轴承有滚动摩擦损失小，传动效率高，径向配合间隙小，定位及运转精度高，有利于齿轮啮合等优点。

滑动轴套的径向配合间隙大，易磨损，间隙增大后影响齿轮的定位和运转精度并使工作噪声增加。

然而滑动轴套的优点是制造容易，成本低。

在本次设计中主要选用了圆锥滚子轴承、圆柱滚子轴承和滚针轴承。

2.4变速器主要参数的选择

2.4.1冷藏半挂车及发动机的有矢数据：

表2-1冷藏半挂车有矢数据

汽车总車暈

42000kg

车轮半径

0.536m

滚动阻力系数

0.013

主减速器的传动比

4.77

轴距

3.2m

质心高度（满载）

0.9m

迎风面积

CdA=7.96m2

汽车传动系的传动效率

0.85

质心至前轴距离（满

载）

1・947m

挡位数

表2-2冷藏半挂车发动机的有矢数据:

发动机外特性拟合公式

旦一nr7«yiit°

•

■

丄O1v1C\r\

发动机最大功率

275kw（2l00r/min）

发动机最大转矩

1570N-m（1400r/min）

2.4.2传动比的范围

最小传动比:

主副变速器都选用直接挡，变速器的最小传动比取10

最大传动比:

根据公式（2・1）、（2-2）及相尖参数大致求出变速器传动比为10.5o

6（/*cosa+sina）

（2-1）TtqTo"

dJ驱动车轮与路面附着条件有：

7—:

—（2-2）

2.4.3中心距A

该离合器采用中间轴式，可根据经验公式（2・3）计算

A=©*（（TemaxHl*%）3）

取整后，取A二154mm

2.4.3确定外形尺寸

变速器的横向外形尺寸，可根据齿轮直径以及倒挡中间齿轮和换挡机构的布置初步确定。

货车四挡变速器壳体的轴向尺寸（2.4〜2.8）A六挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.2〜3.5）A°而本次设计的变速器是通过主副变速器组合而成，本质上类似于六挡变速器尺寸，但乂比六挡稍大，故加上副变速器轴向尺寸初步取值为3.6A,那么本设计八挡变速器轴向尺寸初步定为555o

2.5齿轮参数的确定

2.5.1模数

模数选择遵循的一般原则：

为了减少噪声应合理减少模数，增加尺宽：

为使质量小，增加模数，同时减少尺宽；从工艺方面考虑，各挡齿轮应选用同一种模数，而从强度方面考虑，各挡齿数应有不同的模数。

对减少变速器齿轮工作噪声有较为重要的意义，因此齿轮的模数应选小；低挡齿轮应选大些的模数，其他挡位选另一种模数。

少数情况下汽车变速器各挡齿轮均选用相同的模数。

啮合套和同步器的接合齿多数采用渐开线齿轮。

山于工艺上的原应，同一变速器的接合齿模数相同。

对货车，减小质量比噪声更重要，故齿轮应选大些的模数而选取较小的模数值可使齿数增多，有利换挡。

所以考虑到两者的影响折中一下从磨损均与传动平稳以及降低噪声的角度初步取变速器一轴与中间轴常啮合斜齿轮、二挡斜齿轮的法向模数”5；为提高传动平稳性，降低高速时的噪声三挡斜齿轮的法向模数匸4.5；为磨损均匀，降低噪声副变速器常啮合斜齿轮法向模数、一挡斜齿轮取、倒挡齿轮模数m=5mmo2.5.2压力角a

齿轮压力角较小时，重合度较大并降低了轮齿刚度，为此能减少进入啮合和退出啮合肘的动载荷，使传动平稳，有利于降低噪声；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。

试验证明：

对于直齿轮，压力角为28°时强度最高，超过28°强度增加不多；对于斜齿轮，压力角为25°时强度最高。

基于上述建议对于该重型冷藏半挂车的变速器齿轮选用斜齿轮压力角。

•取25°。

2.5.3螺旋角B

选斜齿轮的螺旋角，要注意他对齿轮工，作噪声齿轮的强度和轴向力的影响。

螺旋角也应选

择适宜，太小时发挥不出斜齿轮的优越性，太大乂会使轴向力过大。

增大螺旋角使齿轮啮合的重

合系数增大，工作平稳、噪声降低，齿的强度也相应提高，但当卩〉30。

时，虽然接触强度会继续提高，而弯曲强度则会骤然下降。

III于需要进一步确定齿轮齿数在求出P值。

具体求解见2・6

2.5.4齿宽b

选择齿宽时应注意齿宽对变速器的轴向尺寸，齿轮工作平稳性，齿轮强度和齿轮工作受力的均匀程度均有影响。

考虑到尽可能的减少质量和缩短变速器的轴向尺寸，应该选用较小的齿宽。

减少齿宽会使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，还会使工作应力增加。

使用宽些的齿宽，工作时会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀并在齿宽方向磨损不均匀。

通常根据齿轮模数m的大小来选定齿宽：

直齿力二k.m,攵为齿宽系数，取为4.5〜8.0（2-7）

斜齿b二匕叫,k.取为6.0〜8.5（2-8）

第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数，心可取大些，使接触线长度增加、接触应力降低，以提高传动平稳性和齿轮寿命。

初选一挡中间轴斜齿轮召的齿宽系数&产7与倒挡的齿轮匕二7；—挡第二轴斜齿轮“的齿宽系数忍2=6.5；副变速器一轴常啮合斜齿轮齿宽系数匕严8,副变速器中间轴常啮合斜齿轮齿宽系数匕2二7；—轴常啮合斜齿轮的齿宽系数匕产&中间轴常啮合斜齿轮的齿宽系数匕2二7：

二挡中间轴斜齿轮的齿宽系数7二挡一轴斜齿轮的齿宽系数a4=6.5z:

联合以上已确定的各齿轮副模数一并代入公式（2-7）,（2-8）得到各齿轮的宽度如表

2-3

表2・3

挡位

位置

齿宽b（mm）

副变速器低速挡

副变速器一轴

副变速器中间轴

主变速器常啮合齿轮副

一轴

中间轴

主变速器挡

一挡中间轴

一挡二轴

32.5

主变速器二挡

二挡中间轴

二挡二轴

32.5

主变速器三挡

三挡中间轴

29.25

三挡二轴

倒挡

倒挡齿轮10

32.5

倒挡齿轮9

2.5.5齿轮变位系数的选择

齿轮的变位是齿轮设计中一个非常重要的环节。

釆用变位齿轮，除为了避免齿轮产生根切和配凑中心距以外，它还影响齿轮的强度，使用平稳性，耐磨性、抗胶合能力及齿轮的啮合噪声0

具体详解见2・6

2.6各挡齿轮齿数的分配

在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可更据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数，方案布置图如图3-2。

2.6.1各档传动比分析

在前面我就确定了传动比范围为10.6,即一档传动比为10.6,最高档（八档）传动比为1,

这样我们就可以确定中间各档的传动比了。

实际上，汽车传动系各档的传动比大体上是按等比级数分配的。

因为按等比级数分配传动比可以充分利用发动机提供的功率，提高汽车的动力性。

此外还可以保证汽车换挡平顺运行平稳。

因此先按照等比级数进行传动比分配。

因为41二10.6,诂二1.0,令公比为q（常数），则各档传动比为

・7二q'・6二区•…

所以有泊二10.6-即有q二V而二1.4,这样一来各档的传动比也就出

来了，如下：

igi=10.6,ig2=7・57>g3=5.4,ig4=3.863,ig5=2.75,ig6=l.97,ig7-1.4,igg

=1>

为实现这样的分段式传动比则需要副变速器的低档传动比为严二3・84

2.6.2一挡齿轮齿数计算

因为副变速器低档传动比设计为3.84,所以有主变速器一挡传动比为2.76。

取中间轴一挡

小齿轮齿数为16,

（2-9）

由公式Zh=

ITln

求出Zh后，再由z?

二mZg求出Z?

=42

计算齿轮圆整后的中心距：

13二20

屮=皿心4勢

2*cosB

/二154.3,计算变位系数§:

「2*（A-¥）§二

（2-10）

（2JI）

解出§二0.11,令§8=0.05,§7二0.061

由公式（2-12）、（2-13）、（2-14）求出Z・Z2:

解岀Z]二29,Z2二29,cos伤二26°。

由公式（2-10）.（2-11）解出§二2.5,令§1=1.25,§2=1.25

同理可求出Z3二39、zr二26、Z5二38、Z6二20、Z9二19、zio-23、

Z]1二12、Z]2二46o

一轴与中间轴中心距A1二154mm,—轴与倒档轴中心距A2=160.3mm‘倒档轴与中间轴中心

距A3—103.8mm,满足中心距的要求。

各齿轮对应螺旋角屁二26°,02二

26°,03二18°,仇二、傀=20°,06,伤_21\偽二21°,%二18°,/?

io二18°,bn二22°,012二22°。

3VB程序

3.1程序框图

在前面初定传动比的情况下，利用VB编写程丿了；，来验证设计的效果，并优化设计。

3・1・1设计流程图

开始

涌定任务

利用已如条fiSSEl

呷码设计

►C3EEZZ]

修敢代码]

图3-1

为了清晰而形象地表示出汽车的工作特性，可以使用VB软件进行模拟，从而直观地显示出各个参数特性。

如图3・1是VB的操作过程，它可以按照上述步骤执行，并最终得到我们需

要的曲线。

3.1.2行驶阻力■驱动力图

图3・2为此八挡变速器对应汽车的驱动力与行驶阻力平衡图。

蓝色线代表各挡在不同转速时的驱动力，显然八挡驱动力曲线与行驶阻力曲线的交点对应的车速是最大速度。

此时的驱动力和行驶阻力相等，汽车处于稳定的平衡状态。

图3-2中最高车速为94.85Km./ho

从图3-2还可以看出，当车速低于最高车速时，驱动力大于行驶阻力。

这样，汽车就可以利用剩余的驱动力加速或爬坡。

图3・2

3.1.3加速度曲线图

图3-3为汽车加速度与速度之间的矢系曲线。

在进行一般动力性分析而计算原地起步加速时间时，可以忽略原地起步时的离合器打滑过程。

为了获得最短加速时间，若相邻两党的加速度曲线有交点，应在交点对应车速山一挡换二挡；若没有交点，则应在一挡加速行驶至发动机转速达到最高转速时换入二挡。