八档变速器说明书.docx

1、八档变速器说明书 IX 1月I言舌 11.1课题背景 11.2课题的意义 11.3课题的研究内容 114课题的研究手段 22冷藏半挂车变速器的总体设计 32.1变速器的基本要求 32.2变速器传动方案分析 32.2.1变速器（采用中间轴式）布置形式 42.2.2副变速器的布置方案 52.2.3倒挡布置方案 72.3零、部件结构方案分析 82.3.1齿轮形式 82.3.2换挡机构的形式 92.3.3防止自动脱挡 92.3.4变速器轴承 102.4变速器主要参数的选择 102.4.1冷藏半挂车及发动机的有矢数据： 102.4.2传动比的范围 112.4.3确定外形尺寸 122.5齿轮参数的确定 1

2、22.5.1 模数 122.5.2压力角a 122.5.3螺旋角p 132.5.4 齿宽 b 132.6各挡齿轮齿数的分配 14卜2.6.1各档传动比分析 142.6.2 一挡齿轮齿数计算 153 VB 程序 173.1程序框图 173.1.1设计流程图 173.1.2行驶阻力驱动力图 183.1.3加速度曲线图 183.1.4功率曲线图 203.1.5最大爬坡度 203.1.6后备功率 213.2程序的实现 214冷藏半挂车的动力计算 224.1汽车的行驶方程式 224.2动力性评价指标的计算 224.2.1 最高车速 Uamax 224.2.2最大爬坡度imax 234.2.3最大加速度

3、235总结 246参考文献 25 261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

4、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

5、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

6、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

7、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

8、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

9、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，

10、而一、倒挡 用支持滑动齿轮换挡，第二轴为两点支撑。d)图21本次设计的冷藏半挂车常在重载下工作，图21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

11、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

12、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

13、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22图22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

14、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23b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2-3 c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23f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿

15、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23g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

16、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

17、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21 o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24。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24。这种方案比较有效，应用较多。2.3.4变速器轴承变速器轴

18、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620mm,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，

19、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8表2-2冷藏半挂车发动机的有矢数据:发动机外特性

20、拟合公式旦一 n r7yi it 丄 O 1 v 1 Cr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(21)、(2-2)及相尖参数大致求出变速器传动比为10.5o6(/* cos a+sina)(2-1) Ttq To 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(23)计算A=* (TemaxHl*%) 3)取整后，取A二154mm2.4.3确定外形尺寸变速器的横向外形尺寸，可根据

21、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（2.42.8） A六挡变速器壳体的轴向尺寸为（3.23.5）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555o2.5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

22、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=5mmo 2.5

23、.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，

24、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262.5.4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4.58.0 (2-7)斜齿b二匕叫,k.取为6.08

25、.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:三挡中间轴斜齿轮的齿宽系 数5二6,三挡一轴斜齿轮的齿宽系数心6=6.5 ；联合以上已确定的各齿轮副模数一并代入公式(2-7), (2-8)

26、得到各齿轮的宽度如表2-3表23挡位位置齿宽b(mm)副变速器低速挡副变速器一轴40副变速器中间轴35主变速器常啮合齿轮副一轴40中间轴35主变速器挡一挡中间轴35一挡二轴32.5主变速器二挡二挡中间轴35二挡二轴32.5主变速器三挡三挡中间轴29.25三挡二轴27倒挡倒挡齿轮1032.5倒挡齿轮9352.5.5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262.6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

27、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：i gi=10.6, i

28、 g2=7 57 g3=5.4, i g4 =3.863, i g5 =2.75, i g6=l.97, i g7-1.4, i gg=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二3842.6.2 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m Zg求出Z?=42计算齿轮圆整后的中心距：13二20 屮=皿心4勢2*cos B/二154.3, 计算变位系数:2* (A-) 二Mm(2-10)(2 JI)解出 二 0.11,令 8=0.05, 7二0.0

29、61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 、 Z2 二 46 o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,

30、 % 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。311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31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32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323.1.3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。图33：加速度曲线可以根据加速