工程机械变速箱综述
2011年6月
工程机械变速箱综述
工程机械变速器综述
摘要：论述了我国工程机械用齿轮传动装置的发展状况，介绍了该行业的研究现状和研究内容，并指出了发展存在的关键科学问题，预测了我国变速箱行业的发展趋势。 关键词：工程机械，重载汽车，变数箱，齿轮箱
Key words: Construction Machinery,Heavy vehicles,Transmission,Gearbox 前言：变速器变是工程机械车的关键部件，通过变速器来改变传动比，改变发动机曲轴的转拒，适应在起步、加速、行驶以及克服各种道路阻碍等不同行驶条件下对驱动车轮牵引力及车速不同要求的需要。工程机械作业条件，作业环境十分复杂，多变，机动性强，工作过程中发动机负载变化大，机械运行速度变化频繁，为保证工程机械能够实现高效的节能作业，快速机动，需要不断调节机械的档位。在工程领域，变速箱技术的应用还待快速的发展，工程机械多数是边行边施工，且作业环境复杂多变，操作手劳动强度大，更加凸显了变速箱的重要性。【1】目前，欧洲是变速器技术最成熟的地区之一，我国商用车的变速器主要依赖从欧洲进口。本文作者详细阐述了国内外工程机械变速器的特点以及研究现状，探讨了变速箱存在的关键科学问题，最后对国内变速箱行业的发展趋势进行了预测。
1国内外工程机械变速箱的发展现状【1】 1.1我国重型变速器行业不断发展壮大
从1983年，我国开始引进奥地利斯太尔公司整车制造技术(含发动机、变速器、车桥)，其中配套变速器的任务交给了陕西齿轮厂(“陕西法士特传动集团有限公司”的前身)和重庆綦江齿轮厂，1984年，陕西齿轮厂与美国伊顿公司签署技术转让协议，并在西安建立新的生产基地，开始生产双中间轴变速器。1985年，重庆綦江齿轮厂引进德国采埃孚公司机械变速器系列制造技术，生产重型车变速器，为斯太尔重卡配套。1986年，大齿引进日产柴TMH402变速器制造技术，生产
5、6档的产品，主要为东风卡车配套。1986年12月，哈齿正式更名为第一汽车制造厂哈尔滨汽车齿轮厂，在吸收日野变速器技术基础上开发出一系列产品，主要为一汽解放卡车配套。大齿和哈齿的变速器与陕齿和綦齿不同，其传递扭矩要小些，在800Nm左右，而陕齿和綦齿的变速器传递扭矩在1000Nm以上。
上世纪80年代中后期，法士特主要配备260马力以上产品，綦齿是260马力以下产品，哈齿和大齿则为准重卡配套，彼此间利益冲突小，市场相对平和有序。至90年代初，大齿进入客车市场并迅速发展，曾经一度占领了国内客车变速器总量的60%，后来因产能问题，大齿向卡车市场转向，但是错过2001年~2004年15吨级以上重卡市场的井喷，但法士特借机一跃成为行业领先者。綦齿虽然也错过重卡井喷，但因大齿的方向调整而夺取客车变速器行业的领先地位。进入新世纪，法士特加入湘火炬后得到充足发展，与伊顿合资后技术上也得到支持，几年资产就翻了数倍，目前，8t以上重型汽车市场占有率超过86%、15t以上超过92%、并广泛出口十多个国家和地区。大齿因产能问题得到解决，从2006年开始发力客车市场，重新成为宇通、安凯、黄海、申沃和恒通等客车厂家的配套供应商。目前，国内重型汽车变速器几乎由陕西法士特齿轮有限责任公司、綦江齿轮传动有限公司、山西大同齿轮集团有限责任公司、一汽哈尔滨变速器厂等几大家包揽。
1.2国外变速箱行业的发展现状
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1.21 德国ZF9S109多档变速器结构特点
德国ZF公司生产的9S109同步器型倍档9档组合式变速器，主变速器有5个前进档，副变速器为行星齿轮系传动结构。当副变速器中的同步器接合套与固定外齿圈接合时，行星齿轮内齿圈被固定而不能转动，则副变速器挂入低档，此时将主变速器分别挂入5个不同档位可得到组合式变速器5个较大的传动比。当使接合套与副变速器高档齿圈接合时，行星齿轮轴、输出轴、行星齿轮内齿圈和副变速器输入轴齿轮固定在一起而同步旋转，则副变速器挂入高档(直接档)，主变速器的5个档位传动比即分别等于组合式变速器5个较小的传动比。由于有两个传动比数值很接近，故省掉一个传动比，组成9档变速器。变速器最大输入扭矩1250Nm，总质量310kg，与发动机直接连接或独立安装，左卧式或右卧式。变速器的操纵系统由旋转轴远距离操纵或直接操纵，双XH型换档排列，副变速器由压缩空气自动换档，爬行档和倒档用啮合套换档，其他档用同步器换档。
1.22美国伊顿公司富勒系列双副轴变速器结构特点
美国伊顿公司生产的BT-11509C双中间轴倍档9档组合式机械变速器，主副变速器皆采用双中间轴结构。主变速器有5个前进档。副变速器为2档(高档和低档)齿轮传动，由于有2个传动比很接近，故省掉一个，组成9档变速器。
双中间轴倍档组合式变速器具有如下优点：
(1)由于一轴和二轴上各档齿轮同时与两根中间轴上对应的齿轮相啮合，功率分流，从理论上讲，每对齿轮上传递的扭矩为1/2，这就使每对齿轮传递的扭矩减少50%，使变速器的中心距、齿轮模数和宽度可以减小，从而减小变速器的质量和尺寸，特别是长度尺寸。
(2)由于二轴从动齿轮在轴上处于径向浮动状态，两根中间轴的轴心线均匀分布在以二轴理论轴心为圆心、以中心距为半径的圆柱面上，所以二轴上各档齿轮及一轴齿轮在与两根中间轴上的对应齿轮相啮合产生的径向力达到平衡，即互相抵消。二轴不承受径向力，只传递扭矩，这样二轴可以设计得细一些，结构可以简单一些，其后轴承可以选择较小的规格，这也有助于减小变速器的质量和尺寸。
(3)由于二轴齿轮的径向浮动和二轴的铰接式
浮动的结果，使得齿轮在啮合时能自动抵消一部分制造和装配误差，啮合质量优于单中间轴。啮合区容易达到设计要求，实际使用情况也证实了这点。这就有利于降低啮合噪声和提高耐用度。
(4)由于双中间轴倍档组合式变速器可以明显地减小变速器的质量和轴向尺寸，利用这种优点，可提高变速器的最大传递功率和扭矩，扩大使用范围。这是短轴距大功率重型汽车和特种车辆最理想的变速器。RT-11509C型变速器最大输入扭矩1500Nm，最大输入功率265kW，总长度735mm，XXH或单H操纵，可左操纵亦可右操纵，总质量270kg。
2国内外变速箱的研究现状
变速箱是工程机械中必不可少的部件，到目前为止，国内外主要研究的是动力换挡变速箱，采用液压多片式离合器换挡，按操纵方式可分为机械操纵电控及介于两者之间的电气液控按结构型式可分为行星式和定轴式两类
行星式输入轴与输出轴同轴布置由行星齿轮排传递动力，传动齿轮为直齿齿轮，模数比定轴式小，传动效率比定轴式低。常用于推土机，装载机等，定轴式各传动轴平行布置，传动齿轮为直齿或斜齿，齿轮模数较大，传动效率高，常用于装载机，叉车，平地机和压路机等。
行星式液力变速箱采用双涡轮液力变矩器，在轮式装载机上的应用较为广泛，如我国柳
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工和厦工生产的ZL50型装载机和日本神钢生产的CM200型装载机$这种双涡轮4元件变矩器+2进1退行星式变速器，因有超越离合器自动对变矩器的1涡轮和2涡轮进行动力整合输出，使变矩器能实现重载和轻载两种工况的自动转换.实际上这种变速器具有4进2退的挡位，因此采用双涡轮*元件变矩器可减少变速器的挡位数，简化变速器的结构，尤其是可简化变速操纵机构，只用1个变速手柄即可完成所有换挡换向操作。
定轴式变速箱以单涡轮3元件变矩器Z4进3退电液动力换挡为主，代表厂家为柳州ZF和杭州前进齿轮箱集团.由于其性能可靠，国内高档的产品几乎皆使用这种变速箱$该变矩器的特点是采用冲焊型一体机芯，结构紧凑，相对于双涡轮变速器其变矩比小，高效区较窄，但这种变速器每根轴上的零件都能准确定位，故障率比行星式变速器低.此外国内少数厂家和少数产品使用一种单涡轮3元件变矩器4进2退，4进2退或3进3退定轴式变速器，这种变速器一般采用3自由度变速器，采用机械-液压动力变速时，需要2个变速操纵杆，1个用于换向操纵，1个进行换挡操纵，会增加司机的劳动强度和操纵难度，但其结构合理，故障点少，若能采用电子-液压变速方式则是最好的选择。
【1】
3 变速箱存在的关键科学问题及缺陷
3.1我国变速箱的研制存在的关键技术问题
根据我国目前的情况，研制工程机械变速箱需要解决的关键技术
【3】
如下：
(1)液力变矩器技术包括带有扭转减振器的闭锁离合器和液力减速器的产品技术。 (2)变速传动装置技术包括有：变速传动的设计、加工技术;摩擦元件的设计与制造技术;高速精密轴承;密封技术等。
(3)液压操纵系统技术及设计变速器精密液压系统的设计及加工技术。 (4)系列化、通用化的电子控制系统软硬件技术(智能化换挡控制软件技术，包括故障诊断、容错设计等)。
(5)复杂箱体件和阀体的精密铸造技术。
(6)动力传动一体化技术包括高功率密度的动力传动组合技术;动力传动系统一体化控制及总线技术。
(7)AT的台架试验及道路试验技术。 (8)变速箱二档齿轮是工程机械行驶中靠摩擦作用换档的重要部件，其换档时的接触部位是一个锥面，该齿轮由于整体加工困难，所以必须分别制造后，再采用电子柬焊接连接，因而焊接时必须保证零件的整体精度和焊接强度，以达到整体加工的效果。
【4】
3.2工程机械变速箱存在的缺陷
由于变速箱在我国发展比较晚，国产的重型变速箱主要是8,9档手动变速箱为主，部分高档变速箱需从国外进口。现阶段我国的变速箱技术主要是引进美国，德国，日本上世纪80~90年代的产品，虽然已经取得了长足的进步，但是还是存在这很多的缺陷：
(1)结构较复杂，制造精度要求高，成本较高。
(2)传动效率低，可通过结构和控制技术的改进来克服这一缺点。
(3)燃油消耗比机械变速器高，但如果与发动机匹配较好，并采用液力变矩器闭锁等措施，也可使燃油消耗与机械变速器持平甚至更低。
(4)没有真正的核心技术产品，只是一般的简单的开发过程，国内自主开发的变速箱产品很少，开发能力也很薄弱。
4我国工程机械变速箱行业和国外的差距
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【1】
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1，规模小
工程机械行业齿轮生产企业规模普遍较小而分散,，缺乏话语权，必须依托大的主机厂，规模较大的只有杭州前进齿轮箱公司，柳州ZF，厦门厦工桥箱有限公司，徐州美驰，三明齿轮箱有限公司等少数企业。 2，产品水平与国外差距较大
国内几家外资企业的产品水平虽然高,,但其所占市场份额较小.绝大部分国内企业的产品水平与国外先进水平差距较大,可靠性差,寿命只是国外产品的一半左右,目前是以极低的价格火拼市场.产品可靠性差将制约主机产品出口区域,无法拓展欧洲和北美市场,只能选择非洲,东南亚,中东和俄罗斯. 3，设备装备和加工技术落后
这几年工程机械行业火爆,,很多企业乘势而上,加大技术改造力度#引进了一些先进设备特别是关键设备,但原有基础薄弱,现有的装备水平离国外企业有不小差距,特别是试验设备距较大. 4，自主创新能力差
产品设计手段落后,试验手段缺乏,产品多年不变,这将直接导致产品附加值低,竞争力低. 5国内外研究工程变速箱的主要内容
【5】
在工程领域，变速箱技术的应用还待快速的发展，工程机械多数是边行边施工，且作业环境复杂多变，操作手劳动强度大，更加凸显了变速箱的重要性。国内外对工程变速箱都做了很多的研究，研究的主要热点主要集中在以下几个问题： 1.对工程机械的特点及适合其应用的自动变速技术进行了研究。
2.分析了电控机械式自动变速器的组成及其关键技术，重点研究了对换档品质影响巨大的换档规律和离合器控制，分析了目前研究的最新成果。
3.研究了适合工程机械的自动变速控制策略，完成了换档规律的选择，并列出了计算方程;设计了离合器控制方法，找到了离合器控制速度变化点，并给出了离合器最大接合速度公式。 4.分析了电控机械自动变速系统操纵部分的组成和设计要求，并以采用四根换档拨叉轴的手动变速器为基础，进行了自动变速换档机构和离合器控制机构的设计;设计了新的执行液压缸，并采用了新的传感器控制、检测机构。
5.完成了电控系统设计，根据所选择的控制策略和工程机械的特点选择80C196KB单片机，并进行了硬件电路设计和相应软件开发。
6. 工程机械变速箱的电液控制方案研究，并将电液比例技术应用于工程机械传动系统，采用电液比例控制系统对工程机械变速箱进行电液控制，并对变速箱压力时间离合曲线进行最佳拟合。【6】
7. 以工程机械变速箱为研究对象，分析了变速箱齿轮布局的拓扑结构，用平面多杆机构或采用有限元法与变密度法来表达其拓扑特征，并绘制了它的拓扑结构图。以此拓扑为基础，建立了以变速箱端面面积最小或结构质量为目标函数的齿轮布局优化数学模型，用遗传算法对该优化模型进行求解。
【7 8】
8，工程机械变速箱离线质量分析专家系统和旋转动密封机理及失效形式。 9，工程机械变速箱齿轮变位系数的优化选择。
【9】
6我国自动变速器的发展趋势展望
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自动变速器主要有液力自动变速器(AT)、电控机械式自动变速器(AMT)、无级自动变速器(CVT)。其技术关键是电子技术、电液控制和传感技术。我国目前的基础工业难以满足AT的高技术、高投资要求，加之与这些产品匹配的发动机排量差异大，生产AT难以系列化。对于CVT，必须开发其关键部件——液力变扭器，它性能优良，还可以与AMT组成新的液力机械传动，是自动变速器的“灵魂”。我国目前的国情应以AMT为主方向，它性价比高，价格是AT的 1/4～1/3，人世之后它仍有竞争力;生产继承性好，改造资金投入少;生产批量灵活，小批量、小得益，大批量、大得益;相对于各种车型，其硬件开发和软件研制在结构上、理论上是相通的，成果可推广到各类型汽车上。重型汽车AT发展趋势是：(1)多挡位化;(2)换挡规律的智能化;(3)提高换挡过渡过程的品质;4)传动效率的进一步提高;(5)动力传动系统一体化;(6)传动的高功率密度。
【3】
7结语
为了节省能源，工程机械只有通过换挡才能达到最高工作效率，研究换挡技术和负载直接的关系也是工程机械中的常见问题。的舒适性，此外，还能减小摩擦损失。
【10】实验表明，换挡能够改进驾驶的工况，改变乘客
【11】随着工程机械市场的发育成长，变速器产品型谱逐步细化，产品的针对性越来越强，因此在保证现有变速器生产和改进的同时，要充分认识到加入WTO后良好的合作开发机遇，取长补短，同时更应认识到供方、买方、替代者、产品竞争者的巨大压力。要紧跟重型商用车行业向高档、高技术含量和智能化方向发展的趋势，要紧跟客车低地板化、绿色环保化、城市公交大型化的发展方向，开发和生产具有自主知识产权、适合我国国情的重型车用变速器。
参考文献：
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[5]包汉刚.工程机械自动变速箱研究.山东大学硕士学位论文.山东
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[10]龚捷 赵丁选. Study on shift schedule saving energy of automatic ransmission of ground vehicles.长春 2004 [11] A.Haj-Fraj,F.Pfeiffer. Optimal control of gear shift operations in automatic transmissions. Germany 2001
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<<机械CAD/CAM>>课程设
计
姓名：徐晨晨
扬州大学 机械工程学院
Catalog
1、The design task book: shaper transmission CAD / CAM design……V
Design: shaper gearbox………………………………………………………V
2、Analysis of transmission plan and development The choice of motor
Working conditions and production conditions: continuous unidirectional operation, stable load, shifts at work, use the period of 10 years, small batch production. Reel diameter and D / mm 350 The transport belt velocity V ( M / s )1.20 The transport belt required torque F ( KN )3.6 Analysis of transmission plan and development
Figure 1-1belt conveyer transmission scheme Belt conveyor is driven by an electric motor. Motor through a coupler to incoming power reducer, by coupling the power is transmitted to the roller conveyer, drives the conveyer belt to work. The transmission system adopts two stage helical gear reducer, which has the advantages of simple structure, but the gear relative bearing asymmetrical position, thus requiring shaft has high rigidity, high level and low level using the cylindrical helical gear drive. The choice of motor Motor type selection Motor type according to the power source and working conditions, select Y series three-phase asynchronous motor. Motor power of choice. According to known conditions calculates machine speed: = 60000/ 3.14x 300= 63.694 R / min Working machine is needed for effective power: = 3600/1000 =3.6 kW In order to calculate the required motor power, to determine from the motor to the work between the machine and the total efficiency. A flexible coupling efficiency is 0.99, for rolling bearing transmission efficiency of 0.99, for the gear transmission (8) efficiency0.97, the efficiency of 0.96drum. The transmission device for total efficiency: 0.851 Motor power required for: 3.6 /0.851 = 4.23kW In the mechanical transmission used in synchronous speed is 1500r / min and 1000r / min two motor, the motor according to the required power and the synchronous speed by [2], P14816-1check motor technical data and calculates the total transmission such as shown in table31. Table11motors technical data and calculate the total transmission ratio
For more than two kinds of schemes for calculating, option 1is appropriate and scheme 1motor minimum quality, cheap price. Selection of scheme 1motor model Y112M-4, according to [2] P14916-2check motor of main parameters such as shown in table32. Table12Y112M-4 motor main parameters
The 1.2device motion and dynamic parameter calculation 1.2.1 transmission total transmission ratio and the distribution of various transmission ratio According to motor full load speed and rotate speed of the roller can be used to calculate the total transmission ratio transmission device: 1440 /63.964 =22.61 Double cylinder gear deceleration device assigned to the levels of transmission ratio: The high speed transmission ratio: = = = 5.52 The low-speed transmission ratio: = / = 22.61/ 5.52= 4.10 1.2.2 transmission device of power and motion parameter calculation: A ) the shaft rotating speed calculation: = = = = = = = = = = = =1440r / min = / = 1440/5.52 = 260.870r / min = / = 260.870/4.10 = 63.694r / min = = = = = = = = = = = =63.694r / min B ) the axis of the input power calculation: = = = = = = = = = = = =3.0550.99 = 3.024kW 3.024 = =0.970.99 = 2.904kW 2.904 = =0.970.99 = 2.789kW = = = = = = = = = = = =2.7890.99 x0.99 = 2.733kW C ) the axis of the input torque calculation: = 955095503.055/1440 = 20.26N M = x = 20.26x 0.99= 20.06 N M = x x x = 20.06x 5.52x 0.99x 0.97= 106.34 N M = x x x = 106.34x 4.10x 0.99x 0.67= 418.69 N M = x = 418.69x 0.99 x0.99 = 410.36N M From the above data of each axis motion and dynamic parameters are shown in table13. 1-3each axis motion and dynamic parameters
Design and calculation of transmission parts The design of cylindrical gear reducer selection standard cylindrical gear transmission. Standard for structural parameters of pressure angle, tooth addendum coefficient, coefficient of top clearance. 2.1 high speed cylindrical gear design and calculation 1) selection of gear materials and heat treatment: Due to the soft tooth surface gear for gear compact size and high precision, small load in low speed. According to the design requirements are selected to soft tooth surface combination: According to [1] P1028-1: The small gear selection of 45 steel quenching and tempering, HBS = 217~ 255; Gear steel is45, HBS = 162~ 217; The two gear minimum hardness difference of 217-162= 55; that value slightly somes small, can be a preliminary trial. 2) the selection of the number of teeth: Now the soft tooth surface gear, tooth root cutting of more than tens is appropriate, primaries = 23 = = = = = = = = = = = = = = = = = =126.96x5.5223 Taking the gear tooth number = 127, then the gear ratio (i.e. the actual ratio ) = / = 127/ 23= 5.5217. With the original requirements only (5.1328-5.1304) / 5.1304= 0.05%, so it can meet the requirements of. 3) choice of helix angle beta: According to the experience,8< < 20degrees, is now the primary = 13degrees 4) calculate the equivalent number of teeth, tooth shape coefficient: Z = Z / cos beta = 23/ cos 13DEG = 24.8631 Z = Z / cos beta = 127/ cos 13DEG = 137.30 From [1] P111table 8-8linear difference obtained: 5) selection of tooth width coefficient: As the reducer for expansion type double stage gear transmission, so the gear relative to the support only for the asymmetric simple structure, so the tooth width coefficient election should not be too large, reference [1]8-5, chosen as 0.7~ 1, choose now = 0.8 6) select Load coefficient: Reference [1] P1068-3, composed of a gear bearing medium impact load, selected load coefficient K is 1.2~ 1.6. Take K = 1.3. 7) calculation of I gear shaft torque TI: 9550000x 3.024/1440 =20100 N mm 8) calculate the geometric parameters: Tan = Tan / cos = TG20/ cos13= 0.374 = = = = = = = = = = = =20.5158 degrees Sin = sin cos = = sin13x cos20= 0.213 = = = = = = = = = = = =12.2103 degrees = 1.68 = 1/ z1tg = 1/ 3.14159=0.823tg13=1.35 9) according to the tooth surface contact fatigue strength design: Regional coefficient:2.4414 Elastic coefficient: Z = 189.8 From [1] P1098-6and safety coefficient S = 1 Allowable contact stress: The small gear pitch circle diameter: Calculation method of surface modulus M M = cos D / z = cos13=36.513 /23 =1.53 mm 10) according to the tooth root bending fatigue strength design: Calculation of helix angle coefficient Y = 1.35> 1, because, according to the calculation of1: Y = 1= 0.892=11 Calculation of tooth shape coefficient and stress ratio: Y / [ ] = 2.7002/ 148.9744= 0.018 Y / [ ] = 2.1365/ 137.1795= 0.016 As a result of Y / [ ] is larger, with a small gear parameter Y / [ ] into the formula, calculation of gear needed for normal module: = = = = = = = = = = = =1.078 11) decide modulus Due to the design of the soft tooth surface gear drive, the main failure is fatigue pitting of tooth surface, if small, may also occur gear fatigue fracture. So compared with the two calculated results, according to the contact fatigue strength for gear modulus larger, prone to pitting failure, namely to Mn =1.53mm. According to the standard module table, tentative modulus: M =2.0mm 12) calculation of center distance: 2(23+127) /2cos13= 154.004mm After standardization for a =154mm 13) correction of spiral angle beta According to the criteria of center distance correction author: 14) calculation of surface modulus: 15) calculation of transmission to other dimensions: 16) calculation on the tooth surface load: 17) selection of precision grade The circumferential speed gear: 3.558 M / S Control [1] P1078-4, for transport for general machinery, so choose the gear accuracy level of 8is appropriate. 18) gear graph:
2.2 speed gear transmission design and calculation 1) selection of gear materials and heat treatment: Due to the soft tooth surface gear for gear compact size and high precision, small load in low speed. According to the design requirements are selected to soft tooth surface combination: According to [1] P1028-1: The small gear selection of 45 steel quenching and tempering, HBS = 217~ 255; Gear steel is45, HBS = 162~ 217; The two gear minimum hardness difference of 217-162= 55; that value slightly somes small, can be a preliminary trial. 2) the selection of the number of teeth: Now the soft tooth surface gear, tooth root cutting of more than tens is appropriate, primaries = 25 = = = = = = = = = = = =4.1025 =102.5 Large gear tooth number Z = 103, then the gear ratio (i.e. the actual ratio ) = Z / Z1 = 103/ 25= 4.12. With the original requirements only (4.12-4.10) / 4.10= 0.487%, so it can meet the requirements of. 3) choice of helix angle beta: According to the experience,8< < 20degrees, the primaries = 12degrees 4) calculate the equivalent number of teeth, tooth shape coefficient: Z = 1/ cos = 25/ cos 12DEG = 26.709 = Z / cos = 103/ cos 12DEG = 110.043 From [1] P111table 8-8linear difference obtained: 5) selection of tooth width coefficient: As the reducer for expansion type double stage gear transmission, so the gear relative to the support only for the asymmetric simple structure, so the tooth width coefficient election should not be too large, reference [1]8-5, chosen as 0.7~ 1.15, choose now = 0.8 6) select Load coefficient: Reference [1] P1068-3, composed of a gear bearing medium impact load, selected load coefficient K is 1.2~ 1.6. Take K = 1.3. 7) calculation of II gear shaft torque TII: 106300 N M 8) calculate the geometric parameters: Tan = Tan / cos = tan20/ cos12= 0.372 = = = = = = = = = = = =20.415 degrees Sin = sin cos = sin12cos20= 0.195 = = = = = = = = = = = =11.27 degrees = 1.68 = 1/ z1tan = 1/ 3.14159=0.825tan12=1.35 9) according to the tooth surface contact fatigue strength design: Coefficient of region: Z = = 2.449 Elastic coefficient: Z = 189.8 K = 1 =450.000MPa S = 1 Allowable contact stress: The small gear pitch circle diameter: Calculation method of surface modulus m: M = cos D / z = cos12=64.868 /25 = 2.53mm 10) according to the tooth root bending fatigue strength design: Calculation of helix angle coefficient Y = 1.35> 1, because, according to the calculation of1: Y = 1= 0.9083=11 Calculation of tooth shape coefficient and stress ratio: Y / [ ] = 2.585/ 144.846= 0.0178 Y / [ ] = 2.174/ 134.615= 0.016 As a result of Y / [ ] is larger, with large gear parameter Y / [ ] into the formula Calculation of gear needed for normal module: = = = = = = = = = = = =1.777 11) according to the contact strength decision model numerical, take M =2.5mm 12) calculation of center distance: A = m ( z1+ Z ) /2cos = 2.5(25+103/2cos12= 163.599 mm ) After standardization for a =164mm 13) correction of spiral angle beta: According to the criteria of center distance correction author: 14) calculation of surface modulus: 15) calculation of transmission to other dimensions: 16) calculation on the tooth surface load:
Main parameters of gears Three axis structure design and calculation The shaft is composed of the main parts of mechanical, it supports other rotary parts and transfer torque, at the same time it through a bearing and a frame connection. All parts on the shaft around the axis of motion, the formation of a shaft for baseline combination -- shafting components. 3.1 structural design of shaft 3.1.1 initially identified the smallest diameter of axis Select the shaft material for 45 steel quenching and tempering treatment. According to the estimation of the diameter of the shaft torsional strength, by [1] P207 12- 2. High speed shaft: take A = 116 Mm Intermediate : take = 112 = = = = = =112 = 25.007mm The low speed shaft : take = 107 = 37.714mm Determination of the structure and size of3.1.2axis Selection and calculation of shaft 1 for I axis through the shaft coupling and motor shaft diameter 28mm, check coupling standard, selected coupling elastic pin coupling. The standard model HL2, and coupling connected shaft diameter selection for25mm. The 2parts of the axial positioning with positioning shaft. H >0.07d. In order to processing and assembly are convenient and setting a positioning shaft shoulder, which is generally 2II and coupling. 5 IIIV position for bearing. 7IVVI for gear shaft. 9VI937207C angular contact ball bearing. 2 in accordance with the shaft shoulder specifications. The shaft structure, and the positioning relationship. IIII for the gear face and the inner wall and part of the inner wall of the gap distance. IVVI for the low-speed and high-speed gear tooth end surface distance. VIII section as the sleeve is positioned and mounted bearing. IIIV section is positioned between the shaft gear. IVVI position for bearing. VI - VII section as the wrench space location and the bearing end cover. VII, VIII and coupling. Bearing specific dimensions as shown
GB/T 5727—1985 汽车液力变速器术语及定义 GB/T 7680—2005 液力变矩器性能试验方法 QC/T 291—1999(2009) 汽车机械式分动器性能要求 QC/T 292—1999(2009) 汽车机械式分动器台架试验方法 QC/T 463—1999(2009) 汽车用液力变矩器技术条件
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试验方法
QC/T 568.1—2011 汽车机械式变速器总成台架试验方法 第1部分：微型
QC/T 580—1999(2009) 汽车变速器
安装尺寸
QC/T 29033—1991(2009) 汽车液力变速器台架性能试验方法
QC/T 29063.1—2011 汽车机械式变速器总成技术条件 第1部分：微型
QC/T 568—1999
QC/T 29063—1992
一、描述运动的特性
题型1：参考系的选取与质点的运动
1.
一列长为l的队伍，行进速度为v1，通讯员从队伍尾以速度v2赶到排头，又立即以速度v2返回队尾.求这段时间里队伍前进的距离.
解析：以队伍为参考系，则通讯员从队尾赶到排头这一过程中，相对速度为(v2-v1);通讯员再从队头返回队尾的这一过程中相对速度为(v1+v2)，则整个运动时间t=
则队伍在这段时间相对地面前进的距离s为s=v1t=v1()=
答案：
思考讨论：若以地面为参考系如何计算这段时间内队伍前进的距离?
并由此你能得到什么启示?
解析：以地面为参考系时，则根据通讯员与队伍前进距离间的关系得出，从队尾赶到排头：v2t1-v1t1=l
①
从排头赶到队尾：v1t2+v2t2=l
②
由①②解得t1=
，t2=
，
所以队伍前进的距离为s=v1(t1+t2)=
题后反思：参考系选择不同，物体的运动情况不同，因此，选择合适的参考系，会使解题变得更加简单.
2.(2010·广东月考)甲、乙、丙三个观察者，同时观察一个物体的运动，甲说：“它在做匀速运动.”乙说：“它是静止的.”丙说：“它在做加速运动.”这三个人的说法( )
A.在任何情况下都不对
B.三人中总有一人或两人是讲错的
C.如果选择同一参考系，那么三人的说法就都对了
D.如果各自选择自己的参考系，那么三人的说法就可能都对了
答案：D
题型2：平均速度的计算
3.汽车从甲地由静止出发，沿直线运动到丙地，乙在甲丙两地的中点.汽车从甲地匀加速运动到乙地，经过乙地速度为60
km/h;接着又从乙地匀加速运动到丙地，到丙地时速度为120
km/h;求汽车从甲地到达丙地的平均速度.
解析：设甲丙两地距离为2l，汽车通过甲乙两地时间为t1，
通过乙丙两地的时间为t2.
甲到乙是匀加速运动，由l=·t1得
t1=
从乙到丙也是匀加速运动，由l=·t2
得t2=
所以
km/h=45
km/h.
以题说法：
1.平均速度的常用计算方法有：
(1)利用定义式
，这种方法适合于任何运动形式.
(2)利用
，只适用于匀变速直线运动.
(3)利用
=vt/2(即某段时间内的平均速度等于该段时间中间时刻的瞬时速度)，也只适用于匀变速直线运动.
2.
求平均速度的关键是明确所求的是哪一段时间内的平均速度或哪一段位移的平均速度.
4.如图所示，物体沿曲线轨迹的箭头方向运动，AB、ABC、ABCD、ABCDE四段曲线轨迹运动所用的时间分别是：1
s,2
s,3
s,4
s.下列说法不正确的是( )
A.物体在AB段的平均速度为1
m/s
B.物体在ABC段的平均速度为
m/s
C.AB段的平均速度比ABC段的平均速度更能反映物体处于A点时的瞬时速度
D.物体在B点的速度等于AC段的平均速度
答案：D
题型3：位移、速度、加速度的矢量性计算
5.一物体做匀变速直线运动，某时刻速度大小为4
m/s,1
s后速度的大小变为10
m/s，在这1
s内该物体的( )
A.位移的大小可能小于4
m
B.位移的大小可能大于14
m
C.加速度的大小可能小于4
m/s2
D.加速度的大小可能大于14
m/s2
选项
诊 断
结论
A
x=·tx=
=7
m或-3
m
正确
B
由A知，x的大小均小于14
m
错误
C
由a=
得a=
m/s2=6
m/s2或-14
m/s2
错误
D
由C诊断知a的大小不可能大于14
m/s2
错误
速度和加速度都是矢量，计算时要注意方向性.对于一条直线上的矢量运算，最容易忽略的就是方向问题.处理一条直线上的矢量加减时，选定正方向后，可用“+”“-”表示矢量的方向，与正方向相同的，为“+”，与正方向相反的，为“-”.
6.一辆汽车从静止开始匀加速开出，然后保持匀速运动，最后匀减速运动，直到停止.下表给出了不同时刻汽车的速度：
时刻/s
1.0
2.0
3.0
5.0
7.0
9.5
10.5
速度/m·s-1
3
6
9
12
12
9
3
(1)汽车做匀速运动时的速度大小是否为12
m/s?汽车做加速运动时的加速度和减速运动时的加速度大小是否相等?
(2)汽车从开出到停止共经历的时间是多少?
(3)汽车通过的总路程是多少?
(1)是;不相等;加速运动从0增到12
m/s;减速运动从12
m/s到0，变化量的大小一样，但所需时间不一样.
(2)汽车匀减速运动的加速度a2=
m/s2=-6
m/s2.
设汽车经t′秒停止，t′=
s=0.5
s.
总共经历的时间为10.5
s+0.5
s=11
s.
(3)汽车匀加速运动的加速度a1=
m/s2=3
m/s2
汽车匀加速运动的时间：t1=
s=4
s，汽车匀速运动的速度为v=12
m/s.
减速时间t3=
=2
s，匀速时间t2=12-4-2=6
s
则汽车总共运动的路程s=
=108
m.
二、匀变速运动的规律及应用
题型1：匀变速运动及其规律
两类特殊的运动问题
(1)刹车类问题
做匀减速运动到速度为零时，即停止运动，其加速度a也突然消失.求解此类问题时应先确定物体实际运动的时间.注意题目中所给的时间与实际运动时间的关系.对末速度为零的匀减速运动也可以按其逆过程即初速度为零的匀加速运动处理，切忌乱套公式.
(2)双向可逆类的运动
例如：一个小球沿光滑斜面以一定初速度v0向上运动，到达最高点后就会以原加速度匀加速下滑，整个过程加速度的大小、方向不变，所以该运动也是匀变速直线运动，因此求解时可对全过程列方程，但必须注意在不同阶段v、x、a等矢量的正负号.
7.一物体在与初速度相反的恒力作用下做匀减速直线运动，v0=20
m/s，加速度大小为5
m/s2，求：
(1)物体经多少秒后回到出发点?
(2)由开始运动算起，求6
s末物体的速度.
解析：以v0的方向为正方向.
(1)设经t秒回到出发点，此过程中位移x=0，代入公式x=v0t+
at2，
并将a=-5
m/s2代入得t=
s=8
s.
(2)由公式v=v0+at得6
s末物体的速度v=20
m/s+(-5)×6
m/s=-10
m/s
负号表示此时物体的速度方向与初速度方向相反.
答案：(1)8
s (2)大小为10
m/s，方向与初速度方向相反
8.质点做匀减速直线运动，在第1
s内位移为6
m，停止运动前的最后1
s内位移为2
m，求：
(1)在整个减速运动过程中质点的位移大小;
(2)整个减速过程共用多少时间.
解析：(1)设质点做匀减速运动的加速度大小为a，初速度为v0.由于质点停止运动前的最后1
s内位移为2
m，则：x2=
，
所以a=
m/s2=4
m/s2.
质点在第1
s内位移为6
m，x1=
所以v0=
m/s=8
m/s.
在整个减速运动过程中质点的位移大小为：
x=
m=8
m.
9.跳伞运动员做低空跳伞表演,他离开飞机后先做自由落体运动,当距离地面125
m时打开降落伞,伞张开后运动员就以14.3
m/的加速度做匀减速运动,到达地面时速度为5
m/s,问:
(1)运动员离开飞机时距地面的高度为多少?
(2)离开飞机后,经过多少时间才能到达地面?(g取10
m/)
【解析】
(1)运动员打开伞后做匀减速运动,由
(3分)
可求得运动员打开伞时的速度为60
m/s
(2分)
运动员自由下落距离为/2g=180
m
(3分)
运动员离开飞机时距地面高度为
m.
(3分)
(2)自由落体运动的时间为
s
(3分)
打开伞后运动的时间为3.85
s
(3分)
离开飞机后运动的时间为9.85
s.
(3分)
【答案】
(1)305
m
(2)9.85
s
题型2：匀变速运动的重要推论
1.任意相邻两个连续相等的时间里的位移之差是一个恒量，
即x2-x1=x3-x2=…=xn-xn-1=at2.
2.某段时间内的平均速度，等于该时间的中间时刻的瞬时速度，
即
.
3.某段位移中点的瞬时速度等于初速度v0和末速度vt平方和一半的平方根，即
4.初速度为零的匀加速直线运动的规律(设T为等分时间间隔)
(1)1T内、2T内、3T内……位移之比x1∶x2∶x3…=
12∶22∶32
…
(2)1
T末、2T末、3T末……速度之比v1∶v2∶v3…=
1∶2∶3
…
(3)第一个T内、第二个T内、第三个T内……的位移之比为xⅠ∶xⅡ∶xⅢ…=
1∶3∶5
…
.
(4)从静止开始通过连续相等的位移所用时间之比为t1∶t2∶t3…
=1∶
10.一观察者站在第一节车厢前端，当列车从静止开始做匀加速运动时，下列说法正确的是( )
A.每节车厢末端经过观察者的速度之比是1∶
2
∶3
…
B.每节车厢末端经过观察者的时间之比是1∶3∶5…
C.在相等时间里经过观察者的车厢数之比是1∶3∶5…
D.在相等时间里经过观察者的车厢数之比是1∶2∶3…
解析：利用上述匀变速直线运动的特点来解题，很容易选出正确答案为C
选项.
答案：C
11.一个做匀减速直线运动的物体，经3.0s速度减为零，若测出它在最后1.0
s内的位移是1.0
m.那么该物体在这3.0
s内的平均速度是( )
A.1.0
m/s
B.3.0
m/s
C.5.0
m/s
D.9.0
m/s
答案：B
12.运行着的汽车制动后做匀减速直线滑行，经3.5
s停止，试问它在制动开始的1
s内、2
s内、3
s内通过的位移之比为多少?
解析：如图甲所示，汽车从O开始制动后，1
s末到A,2
s末到B,3
s末到C,3.5
s末停止在D.这个运动的逆过程可看成初速度为零的匀加速直线运动，加速度的数值等于汽车做匀减速直线运动时的加速度，如图乙所示.将3.5
s等分为7个0.5
s，那么，逆过程从D起的连续7个0.5
s内的位移之比为1∶3∶5∶7∶9∶11∶13.因此xCB∶xBA∶xAO=8∶16∶24.汽车从O起1
s内、2
s内、3
s内的位移，即图甲中的xOA、xOB、xOC，所以xOA∶xOB∶xOC=24∶40∶48=3∶5∶6.
答案：3∶5∶6
题后思考：
题设不变，试问它在制动开始的第1
s内和最后一秒内通过的位移之比为多少?
解析：由逆过程从D起的连续7个0.5
s内的位移之比为1∶3∶5∶7∶9∶11∶13，可知第1秒和最后一秒位移之比为
(13+11)∶(1+3)=6∶1.
答案：6∶1
13.
一个小石块从空中a点自由落下，先后经过b点和c点，不计空气阻力.已知它经过b点时的速度为v，经过c点时的速度为3v，则ab段与ac段位移之比为( )
A.1∶3
B.1∶5
C.1∶8
D.1∶9
解析：经过b点时的位移为hab=，经过c点时的位移为hac=，所以hab∶hac=1∶9，故选D.
答案：D
14.2009年3月29日，中国女子冰壶队首次夺得世界冠军，如图1-2-7所示，一冰壶以速度v垂直进入三个矩形区域做匀减速运动，且刚要离开第三个矩形区域时速度恰好为零，则冰壶依次进入每个矩形区域时的速度之比和穿过每个矩形区域所用的时间之比分别是( )
A.v1∶v2∶v3=3∶2∶1
B.v1∶v2∶v3=∶∶1
C.t1∶t2∶t3=1∶∶
D.t1∶t2∶t3=1∶(-1)
∶(-)
解析：因为冰壶做匀减速运动，且末速度为零，故可以看做反向匀加速直线运动来研究.初速度为零的匀加速直线运动中连续三段相等位移的时间之比为1∶(-1)∶(-)，故所求时间之比为(-)∶(-1)∶1，所以选项CD错;由v=at可得初速度为零的匀加速直线运动中的速度之比为1∶∶，则所求的速度之比为∶∶1，故选项A错，B正确，所以正确选项为B.
答案：B
15.一滑块以某一速度从斜面底端滑到顶端时，其速度恰好减为零.若设斜面全长L，滑块通过最初L所需时间为t，则滑块从斜面底端到顶端所用时间为( )
A.t
B.t
C.t
D.2t
解析：假设存在逆过程，即为初速度是零的匀加速直线运动，将全过程分为位移均为L/4的四个阶段，根据匀变速直线运动规律，其时间之比为1∶(-1)∶(-)∶(2-)，根据题意可列方程：=，t′=2t.
答案：D
16.一列火车由静止开始做匀加速直线运动，一个人站在第1节车厢前端的站台前观察，第1节车厢通过他历时2
s，全部车厢通过他历时8
s，忽略车厢之间的距离，车厢长度相等，求：
(1)这列火车共有多少节车厢?
(2)第9节车厢通过他所用时间为多少?
解析：(1)以火车为参考系，人做初速度为零的匀加速运动，根据初速为零的匀加速直线运动的物体，连续通过相等位移所用时间之比为：
∶…∶
得
所以，n=16，故这列火车共有16节车厢.
(2)设第9节车厢通过他所用时间为t9：
，
t9=s=0.34
s.
答案：(1)16 (2)0.34
s
题型3：自由落体运动和竖直上抛运动
对竖直上抛运动的理解
1.处理方法
(1)全程法
将竖直上抛运动视为竖直向上的加速度为g的匀减速直线运动.
(2)分阶段法
将全程分为两个阶段，即上升过程的匀减速阶段和下落过程的自由落体阶段.
2.竖直上抛运动的重要特性
(1)对称性
如图1-2-2，物体以初速度v0竖直上抛，
A、B为途中的任意两点，C为最高点，则
①时间对称性
物体上升过程中从A→C所用时间tAC和下降过程中从C→A所用时间tCA相等，同理tAB=tBA.
②速度对称性
物体上升过程经过A点的速度与下降过程经过A点的速度大小相等.
③能量对称性
物体从A→B和从B→A重力势能变化量的大小相等，均等于mghAB.
(2)多解性
当物体经过抛出点上方某个位置时，可能处于上升阶段，也可能处于下降阶段，造成双解.
17.
从足够高处释放一石子甲，经0.5
s，从同一位置再释放另一石子乙，不计空气阻力，则在两石子落地前，下列说法中正确的是( )
A.它们间的距离与乙石子运动的时间成正比
B.甲石子落地后，经0.5
s乙石子还在空中运动
C.它们在空中运动的速度之差越来越大
D.它们在空中运动的时间与其质量无关
解析：两石子做自由落体运动，设t时刻甲下落的高度为h1=gt2，则乙下落的高度为h2=g(t-0.5)2，它们之间的距离h1-h2=g(t-0.25)=g[(t-0.5)+0.25]与乙石子运动的时间(t-0.5)不成正比，A错误;由于两石子下落的高度相同，因此下落的时间相同，甲石子落地后，经0.5
s乙石子刚好落地，B错误，甲下落的速度v1=gt，乙下落的速度v2=g(t-0.5)，速度差v1-v2=0.5
g不变，C错误;由于不计空气阻力，由t=
可知，两石子在空中运动的时间与质量无关，D正确.
答案：
D
18.2008年北京奥运会上，中国选手何雯娜获得女子体操蹦床比赛冠军.蹦床运动要求运动员在一张绷紧的弹性网上蹦起、腾空并做空中动作如图1-2-4甲所示.为了测量运动员跃起的高度，训练时可在弹性网上安装压力传感器，利用传感器记录弹性网的压力，并在计算机上做出压力--时间图象，假如做出的图象如图1-2-4乙所示.设运动员在空中运动时可视为质点，则运动员跃起的最大高度为(g取10
m/s2)( )
A.1.8
m
B.3.6
m
C.5.0
m
D.7.2
m
解析：从题中F-t图象中可以看出，运动员脱离弹性网后腾空的时间为2.0
s，则运动员上升到最大高度所用的时间为1.0
s，上升的最大高度h=
gt2=5.0
m，选项C正确.
答案：C
在学习了伽利略对自由落体运动的研究后，甲同学向乙同学出了这样一道题：一个物体从塔顶落下(不考虑空气阻力)，物体在到达地面前最后一秒内通过的位移为整个位移的9/25，求塔高H(取g=10
m/s2).
根据题意画出物体运动草图，如图所示.设物体从塔顶落到地面所经历时间为t，通过的位移为H，物体在(t-1)
s内的位移为h.
根据自由落体运动的规律，有H=
1/2gt2①
h=
1/2g(t-1)2②
则最后1
s内的位移为H-h，由题意知
③
由①②③联立解得H=125
m.
19.某人站在高楼的平台边缘处，以v0=20m/s的初速度竖直向上抛出一石块.求抛出后，石块经过距抛出点15
m处所需的时间.(不计空气阻力，g取10
m/s2)
解析：若把石块的整个运动过程当做一个匀变速直线运动(即把上升到最高点后的自由下落阶段也包含在其中)，取向上为正方向，则石块在抛出点上方的A点时，xA=+15
m，在抛出点下方的B点时，xB=-15
m(注意：此时的位移为负值)，a=-g=-10
m/s2，分别代入公式x=v0t+at2可得两个方程：
15=20·t+1/2×(-10)·t2
①
-15=20·t′+1/2×(-10)·t′2
②
解①式可得：t1=1
s，t2=3
s，解
②式可得：t1′=(2+
)
s，
t2′=(2-
)
s由于t2′<0，所以不合题意，应舍去.这样石块从抛出到经过
“离抛出点15
m处”时所用的时间分别为：1
s、3
s、(2+
)
s.
答案：1
s 3
s (2+)
s
20.在四川汶川抗震救灾中，一名质量为60
kg、训练有素的武警战士从直升机上通过一根竖直的质量为20
kg的长绳由静止开始滑下，速度很小可认为等于零.在离地面18
m高处，武警战士感到时间紧迫，想以最短的时间滑到地面，开始加速.已知该武警战士落地的速度不能大于6
m/s，以最大压力作用于长绳可产生的最大加速度为5
m/s2;长绳的下端恰好着地，当地的重力加速度为g=10
m/s2.求武警战士下滑的最短时间和加速下滑的距离.
解析：设武警战士加速下滑的距离为h1，减速下滑的距离为(H-h1)，加速阶段的末速度等于减速阶段的初速度为vmax，由题意和匀变速运动的规律有：v=2gh1 v=2a(H-h1)+v2
由上式解得h1==
m=7.2
m
武警战士的最大速度为vmax==
m/s=12
m/s
加速时间：t1==
s=1.2
s
减速时间：t2==
s=1.2
s
下滑的最短时间t=t1+t2=1.2
s+1.2
s=2.4
s
答案：2.4
s 7.2
m
21.如图所示，离地面足够高处有一竖直的空管，质量为2
kg，管长为24
m，M、N为空管的上、下两端，空管受到F=16
N竖直向上的拉力作用，由静止开始竖直向下做加速运动，同时在M处一个大小不计的小球沿管的轴线竖直上抛，小球只受重力，取g=10
m/s2.求：
(1)若小球上抛的初速度为10
m/s，则其经过多长时间从管的N端穿出;
(2)若此空管的N端距离地面64
m高，欲使在空管到达地面时小球必须落到管内，在其他条件不变的前提下，求小球的初速度大小的范围.
解析：(1)对管由牛顿第二定律得mg-F=ma①
代入数据得a=2
m/s2
设经过t时间从N端穿出
对管：h=at2②
对球：-(24+h)=v0t-gt2③
由②③得：2t2-5t-12=0，解得：t=4
s，t′=-1.5
s(舍去).
(2)-64=v0t1-gt④
64=at⑤
-88=v′0t1-gt⑥
由④⑤得：v0=32
m/s，由⑤⑥得：v0′=29
m/s，所以29
m/s
m/s.
答案：(1)4
s (2)29
m/s
m/s
1.档位介绍
所谓自动档，顾名思义就是不用驾驶者去手动换档，车辆会根据行驶的速度和交通情况自动选择合适的档位行驶。但是自动变速箱为什么还有那么多档位呢～现在就先把自动变速箱的各个档位及功能做个简单的介绍。
先以本田新雅阁为例～新雅阁的变速箱有P,R,N,D,3,2,1几个档位，
P代表泊车档，停车时使用(关闭发动机时和较长时间怠速停车)!～
R代表倒车档，这个相信不用我解释吧!～
N代表空档，和手动档的空档一个意思，用于短暂停车时使用!～
D表示前进档，这个档位下变速箱会在1～5档根据速度和油门情况自动切换～
3同样是前进档，这个档位下变速箱在1～3档自动切换，不会升入
4、5两档。可在交通不太通畅的时作为限制档使用，可以避免3档和4档间的跳档情况!～(具体它是如何避免的将在下文中做介绍)
2表示2档，此档时，变速箱就在2档上，用于湿滑路面起步，或者慢速前进时作为限制档使用，可避免1和2档以及2和3档间的跳档!～
1就是1档，此档时，变速箱就在一档。这就不用我解释了吧，你就看着情况用吧：)
其他自动档车辆可能出现的档位还有S档、L档(例如本田的飞度等)还有的在变速箱上有个雪花的按键(如别克的赛欧等)、ODOFF按键等。
S表示运动模式(sport)在这个档位下变速箱可以自由换档，但是换档时机会延迟，使发动机在高转速上保持较长时间，使车辆动力加大。当然显然这个会造成油耗增加。
L表示低速档，应该和新雅阁的1，是一个意思，这个档位时变速箱会保持在1档而不升档
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