CN1097181C - 齿轮传动装置 - Google Patents

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Abstract

手动传动装置，包括壳体，同轴的输入轴和输出轴，以及容纳在壳体中且位于输入/输出轴下的副轴。输入和输出轴上装有一些与不同档位相对应的不同尺寸的齿轮，副轴装有相应数量的与输入/输出轴上的齿轮配对的不同尺寸的副轴齿轮。一些副轴齿轮是空转齿轮，它们沿轴向方向并列在副轴上，使得触及这些副轴齿轮外周边的包络线呈现出中部相对于副轴径向向外凸出的粗腰状的桶形。

Description

齿轮传动装置
本发明一般而言涉及一种传动装置，更具体地说，涉及一种用以改变汽车发动机和驱动轮之间传动比的手动传动装置。
虽然手动传动装置是传统形式的传动装置，但由于它赋予了汽车更多的可操纵性，目前可能会再度获得广泛的采用。在各种可获得的手动传动装置中，这样的一种传动装置是广为人知的：它包括与汽车发动机传动连接的输入轴，与驱动轮连接并与输入轴同轴的输出轴，平行于上述两轴的副轴或称中间轴，以及一些变速齿轮对，它们包括装在输入轴和输出轴上的齿轮，以及装在副轴上的相关的副轮齿轮。
上述结构的传动装置可以有两种类型，其中一种被认为是输入齿轮减速型，在这种类型的传动装置中，从输入轴向副轴的传动时，按照分别装在输入轴和副轴上的相互啮合的变速齿轮所确定的预定的传动比，对输入轴的转速(转/分)已经作了调整，然后再按照随着所选定的档位而变化的另一预定传动比，从副轴向输出轴进行传动。简要地说，输入齿轮减速型装置其特征在于在输入轴和副轴之间进行了减速。
在这种已知的输入齿轮减速型装置中，由于变速齿轮固定地分别安装在输入轴和副轴上，就产生了例如下面所说的一些问题。
(1)由于减速，很大的扭矩作用在副轴上，因此所使用的各个齿轮、输入轴和副轴都必须具有很高的物理强度和很高的刚性。比如，通过采用具有很大齿面宽度的齿轮以及增加输入轴和副轴的直径。这就阻碍了传动装置尺寸和重量的减小，难以提供结构紧凑的传动装置。
(2)当汽车停驶而汽车发动机在运转时，也就是发动处于空转运行状态时，所有的空转齿轮都被驱动着相对于副轴空转，因而当发动机转速波动时会发生很大的齿轮撞击。
(3)由变速齿轮对实现的减速其结果是以很高的扭矩驱动副轴，副轴受到的扭矩因而根据换档所选定的传动比而增加，因此，例如包括变速同步器质量在内的作用于每一档位的换档机构上的惯性力将会变得很大，这使得难以减小所需的换档力。
另一种类型的传动装置是被认作输出齿轮减速型的传动装置，在这种传动装置中，减速发生在副轴和输出轴之间，看来这是一种能基本解决输入齿轮减速型装置现有问题的有效的装置。这种输出齿轮减型传动装置例如被公开在欧洲专利申请EP0219240-A1中，公开日为1987年4月22日。在该篇欧洲公开文献中披露的输出齿轮减速型装置包括输入轴，副轴，输出轴，一些变速齿轮，它们包括装在输入轴和输出轴上的前进齿轮和装在副轴上的副轴齿轮，该装置还包括用来改变传动比以及实现传动的变速装置。输入轴上的变速齿轮始终与副轴上的副轴齿轮相啮合，因而与副轴齿轮也始终是传动连接的，输入轴上的变速齿轮都安装成能在输入轴上自由转动。使用转速同步器有选择地将输入轴上的变速齿轮连接到输入轴上。
在这种已知的输出齿轮减速型装置中，由于扭矩从输入轴传至副轴时不增大，所以作用在各变速齿轮上的输入载荷可降至最小。还由于在输入轴与副轴间未装进固定的变速齿轴对，则由该变速齿轮对表示的传动比在相应的变速同步，装置中也不起作用，因此在该变速同步装置内的惯性作用也进一步减小。
另外，按上文提及的欧洲专利公开，所有的变速同步装置围绕输入轴布置，因此，在发动机处于空转状态时，输入轴上的所有变速齿轮都可独立于输入轴而转动，此时只有输入轴受驱动。也就是说，当传动装置置于空档时，输入轴上的齿轮没有一个受到驱动。这就有效地避免了发动机空转状态下的齿轮撞击。
如上所述，采用输出齿轮减速型，就可以基本上克服前述的传统的输入齿轮减型装置中存在的问题。然而，即使是输出齿轮减速型装置也存在其自身的问题或某些有待改进的结构特征。例如，输出齿轮减速型装置存在着与副轴转速(转/分)增高相关的问题。下面将详细讨论这一问题。
在传统的输入齿轮减速型情况下，副轴的转速根据输入轴和副轴之间的变速齿轮对的传动比而降低，该传动比基本是固定的与档位无关。换言之，不管档位如何，副轴的转速总低于输入轴的转速(转/分)。然而，在传统的输出齿轮减速型装置中，副轴的转速将随着根据档位所选定的齿轮时的传动比而变化，并且在某个或某些高速档时，副轴的转速值将高于输入轴的转速。因此，对某一给定的传动比而言，输出齿轮减速型装置中在某个或某些高速档位下的副轴转速将大大高于相同条件下在输入齿轮减速型中的副轴转速。
如上所述，输出齿轮减速型中的副轴倾向于在高于输入轴转速的情况下被驱动。这一特点看来导致了下述的一些问题。
在输出齿轮减速型中，副轴的转速取决于选定齿轮对的传动比与发动机转速的乘积。因此，与只随发动机转速而变化而与选定传动比无关的输入轴转速相比，副轴转速的变化范围就可获得的所有换档档位而言是很大的。这尤其涉及到与输入轴相比副轴对半径尺寸变化的敏感性，其结果是很大的载荷可能会作用于副轴的支承轴承。
在另一方面，在输入轴和副轴上的变速齿轮通常为斜齿轮，因此，在动力从输入轴传至副轴时，一个基本上与传动扭矩成比例的推力作用在输入轴上。考虑到传动扭矩根据选定的传动比而变化，因而作用在输入轴上的推力也随该传动比而变化。这点在输出齿轮减速型装置中是确切无疑的。这点与输入齿轮减速型也恰成对比，在后者中，由输入轴和副轴上的变速齿轮所产生的推力是主要的考虑对象，以及推力的变化范围大大小于输出齿轮减速型中的变化范围。因此，尽管在输出齿轮减速型中可获得的最低传动比要高于输入齿轮减速型中的最低传动比，但对于给定的驱动力、给定的螺旋角、以及输入轴和副轴上变速齿轮之间给定的齿与齿之间的啮合强度而言，作用在输出齿轮减速型的输入轴上的推力仍有可能大于输入齿轮减速型中的相应推力。
若采用很大的增强型轴承以提高支承刚性，虽然可以缓解上述问题，但采用大型轴承就难以提供结构紧凑的输出齿轮减速型传动装置。
然而，于1990年4月3日公开的日本专利申请公开No.2-93151(相应于1991年5月14日颁布的美国专利No.5014567)看来已经提供了一种用在输出齿轮减速型装置中的轴支承装置。按照这种已知的轴支承装置，根据输入轴和副轴需要支承的位置，采用相应的滚珠轴承和滚柱轴承。特别是对于输入轴和副轴的一个需要支承的特定位置，采用了型式和尺寸上相互一致的几个轴承。因此，显然已经发明了这种已知的轴支承装置而无需特别关注转速变化范围方面的差别以及推力变化范围方面的差别。
还有一个与副轴的支承有关的问题，如前所述，输出齿轮减速型装置中的副轴倾向于在高于输入轴转速的情况下被驱动，这涉及到与副轴的支承相关的另一个问题。在输出齿轮减速型装置中，从输入轴输入的驱动扭矩是根据输入轴上选定的变速齿轮与副轴上与之相啮合的变速齿轮两者所确定的选定传动比而降低，很大的扭矩要作用在这些确定了选定传动比的变速齿轮上，以致于造成齿与齿之间的啮合有发生改变的倾向。即使是在给出选定传动比的变速齿轮对发生极小距离的径向或轴向移动的情况下，也会由这些齿轮产生出撞击和/或摩擦声，最终导致齿轮的加速摩损。
例如，根据杂志Proc.Insts.Mech.Engrs.1974第188卷(74年12月)第169～187页所公开的输出齿轮减速型传动装置，其中的包括输入轴和输出轴的每一根主轴，以及副轴都转动地支承在轴的输入端和变速齿轮对的输入及输出端处。具体地说，主轴和变速齿轮对的输入端处由圆锥滚柱轴承来支承，而变速齿轮对的输出端处则由滚珠轴承转动地支承。
尽管采用了上述参考文献所公开的轴支承装置后，由于变速齿轮对相对的两端处得到支承，从而支承刚度在某种程度上是令人满意的，正是传动齿轮通过圆锥滚柱轴承在轴向方向上牢固地保持定位，而变速齿轮对在轴向方向的位置无法充分保持定位。
在围绕副轴设置同步器时发现了输出齿轮减速型装置的另一个问题。具体说，在输出齿轮减速型装置中，副轴通常位于输入输出轴的下方，副轴通常沉入到贮存在传动器壳体内的一定数量的润滑油中。这就是说，根据润滑油的物理状况，为实现换档则需要一定大小的作用力，即，需要操作者向即将变位的换档杆施加一定大小的作用力。这点将作详细的讨论。
如上所述，输出齿轮减速型装置中的副轴在低速传动时以低转速围绕其自身的纵向轴线转动，而在高速传动时以高转速转动。因此，沉有副轴的润滑油受到变化的剪切力。副轴的转速愈高，作用在副轮上的剪切力也愈大，反之亦然。作用于润滑油的剪切力随之又造成润滑油温度的升高，其升高率随剪切力的大小而变化。一般来说，在高速传动时润滑油的温度是相当高的，而在低速传动时则很低。传动器壳体中受温度影响的润滑油的粘度在最高速档位时很低，在最低速档位时粘度则很高。
由于上述原因，在输出齿轮减速型装置中围绕副轴安装的同步器，在低速传动时由于润滑油粘底高，就需要很大的换档力；在高速传动时由于润滑油粘度低，则只需要很小的换档力。于是，对于这种同步器围绕副轴安装的已知的输出齿轮减速型装置来说，为实现选定传动比所需的换档力将随着换档杆档位的不同而有很大的变化。
另外，若在一种其副轴转速大大高于输入轴转速的输出齿轮减速型装置中，如果所有的同步器都象前述欧洲公开文献建议的那样围绕着输入轴设置，那么输入轴上的所有齿轮则都必须是空转齿轮，即，可独立于输入轴而转动。而且，对同样都具有很高传动比的第一速齿轮对和倒档齿轮对而言，每一齿轮对中的那个尺寸较小的齿轮也必须是输入轴上的空转齿轮。
因此，如下文将详细讨论的那样，在某个或某些高速档位时，所述齿轮对中的各个空转齿轮将相对于输入轴以很高的速度空转，这就有可能导致这些空转齿轮的相应的轴承发生意外的滞附现象。尤其是倒档齿轮对中的空转齿轮，它通过空转惰轮沿着与输入轴上其它空转齿轮转动方向相反的方向转动，其相对于输入轴的转速差会变得非常大。
尽管不是专门致力于解决传统的输出齿轮减速型装置中的上述问题，但例如1990年4月3日公开的日本专利公开No.2-93151(相应于1991年5月14日颁布的美国专利No.5,014,567)提出了另一种输出齿轮减速型装置，其中，除了3-4速同步器以外，其它同步器都围绕着副轴设置，而且其倒档齿轮对位于最靠近传动器壳体的输入侧端壁的位置。按照同步器的这种布置，对同样都具有很高传动比的第一速齿轮对和侧档齿轮对而言，每一齿轮对中的那个比另一齿轮具有更小直径的齿轮就是一个可以与输入轴一起转动的固定齿轮，因此就可以有效地解决上述的关于轴承滞附的问题。
如本领域技术人员公知的那样，在无论哪种类型的传动装置中，向各个齿轮对各自的啮合区，向空转齿轮的相应轴承处和/或其它任何需要润滑的部位提供润滑油通常是借助于装在副轴上从而与副轴一起转动的某些副轴齿轮，通过将贮存于传动器壳体底部的润滑油向上搅起来而实现的。向上搅起来的大部分润滑油撞到传动器壳体的内壁上，然后由于重力沿着壳体内壳流下来，并且在重新将它们提供到啮合区、轴承处和/或需要润滑的其它部位处之前在与传动器壳体内壳相接触时得到冷却。
另一方面，当汽车突然加速或减速，或行驶在斜坡上时，贮存在壳体中的润滑油液面相对于壳体倾斜到这样的程度，以致于安装在靠近副轴端部处的那个副轴齿轮不再能够将润滑油向上搅起，但润滑油仍将由装在副轴中部的一些副轴齿轮向上搅起。在这种情况下，如果装在副轴中部的这些副轴齿轮具有很小的直径，被向上搅起的润滑油的数量将不能满足要求，因而需要润滑的各部位将不能充分地被润滑。
在输出齿轮减速型装置中，副轴的转速如前所述在某个或某些高速档位时高于输入轴的转速，副轴转动时通过某些副轴齿轮向上搅起润滑油的那种齿轮布置方案会带来这一问题，即润滑油的搅动阻力将随着副轴转速的增加而增大并且伴随有润滑油的温度较之与输入齿轮减速型装置相比有着相当大的升高，最终导致难以保持良好的润滑。
如果减少传动器壳体中的润滑油数量，以便降低壳体底部的润滑油液面，从而减小搅动阻力，就可以大致解决上述这一问题。然而降低润滑油的液面随之带来另一个，但都是损害性的问题，即，副轴转动时通过某些副轴齿轮向上搅起的润滑油数量不能满足需求。在例如上述美国专利所公开的现有技术的输出齿轮减速型装置中，由于带有最大半径副轴齿轮的倒档齿轮对安装在最靠近传动器壳体的输入侧端壁处，对上述那些问题便可以有充分的认识。
鉴于上述情况，本发明的目的是要提供一种改进的输出齿轮减速型传动装置，其设计使得即便在传动器壳体中的润滑油液面发生倾斜的情况下也能够保证传动装置组成元件的良好润滑。
本发明的另一目的是提供一种改进的上述类型的传动装置，增强它的支承刚性，以便转动地支承住输入轴和副轴，抵卸可能施加在轴上的径向的和轴向的载荷。
本发明的另一目的是提供一种改进的上述类型的传动装置，其中承受很大扭矩的任一齿轮对抵御径向的和轴向的载荷获得牢固的支承，从而消除任何可能的齿轮撞击，以及增加传动装置的使用寿命。
本发明更进一步的目的是提供一种改进的上述类型的传动装置，其中通过在预定的档位上改变同步器的类型，基本上消除了换档所需作用力的任何变化。
为此，本发明提供了一种多传动比的传动装置，该装置包括壳体，壳体具有彼此相对的输入端壁和输出端壁以及位于壳体底部的蓄油室；输入轴具有彼此相对的第一端和第二端并且转动地支承在壳体的输入端壁中，使输入轴的第一端和第二端分别位于壳体的内部和外部；输出轴具有彼此相对的第一端和第二端并且转动地支承在壳体的输出端壁中，使输出轴的第一端和第二端分别位于壳体的内部和外部并使输出轴相对于输入轴同轴地转动；具有彼此相对的第一端和第二端的副轴被设置在壳体中，它位于输入轴和输出轴的下方且平行于上述两轴而延伸。
分别对应于不同传动比的一些变速齿轮对包括安装在输入轴和输出轴上的变速齿轮，其中的至少一个变速齿轮被安装在输出轴上与该轴一起传动，其余的变速齿轮被安装在输入轴上并作为空转齿轮可相对于输入轴独立地转动，所述变速齿轮对还包括安装在副轴上的副轴齿轮，其中的至少一个副轴齿轮被安装在副轴上与该轴一起转动并与所述的至少一个变速齿轮相啮合，其余的副轴齿轮作为空转齿轮可相对于副轮独立地转动，所述的至少一个副轴齿轮与所述的至少一个变速齿轮相互啮合，这些变速齿轮和副轴齿轮相互成对，以构成分别对应于不同档位的各变速齿轮对。
利用变速机构以改变从输入轴直接地或借助于一个选定的齿轮对通过副轴而到达输出轴的传动路径，变速机构包括一些转速同步器，每个同步器是可操作的，以便有选择地将分别位于同步器两侧的两个邻近空转齿轮中的一个齿轮传动连接到装有这些邻近空转齿轮的输入轴、输出轴或副轴中的其中一个轴上，以使所选定的空转齿轮能够与所述的输入轴、输出轴或副轴一起转动。位于从输入轴直接通至输出轴这一传动路径中的那个转速同步器是围绕着输入轴设置的，而其余的转速同步器则围绕着副轴设置。所述的其余副轴齿轮具有相互不同的尺寸或直径，它们沿着副轴的轴向方向以这样的形式并列在副轴上，即，包容所有这些其余副轴齿轮且触及这些其余副轴齿轮各自外周边的包络线呈现出通常的粗腰状桶形，其中间部分相对于副轴径向向外凸出。
参照附图，通过下述结合优选实施例所作的描述，本发明的这些和其它的目的和特点将变得很清楚。在附图中，相同的元件被标以相同的参考数字，其中，
图1是根据本发明第一实施例的传动装置的纵向截面视图。
图2是传动装置所用的一个转速同步器的局部的纵向截面视图。
图3是沿图1中III-III线的横截面视图。
图4是沿图1中IV-IV线的横截面视图。
图5是表示档位与副轴转速之间相互关系的曲线图。
图6是表示车速与装在传动装置内的润滑油的温度之间相互关系的曲线图。
图7是表示车速与搅动阻力导致的扭矩损失之间相互关系的曲线图。以及，
图8是类似于图2的截面图，表示了转速同步器的一种改进形式。
特别参见图1，首先介绍采用本发明的车用手动传动装置TM的概况。在图中以纵向截面示意图示出的传动装置TM包括一个传动器壳体10，壳体中装纳着输入轴或称主轴Si，主轴适合于通过离合器1与发动机曲轴(未示出)传动连接并且沿着平行于传动装置TM纵向的方向进行延伸；还装有输出轴So，输出轴在其输入端同轴地与输入轴Si相连接，以便相对于输入轴独立地转动，输出轴的在另一端，即输出端与推动轴(未示出)相连接，推动轴再通过差速齿轮装置(未示出)例如与后轮轴(来示出)传动连接。应当注意，输入轴Si与输出轴So的直接连接是这样实现的：将输入轴Si的输出端***输出轴So输入端上的轴向凹口中，并在两者之间设置滚针轴承B4。
传动器壳体10中还装纳着副轴或称中间轴Sc，它平行于输入轴和输出轴Si，So延伸并且其一部分位于输入轴Si下方，另一部分位于输出轴So的下方；壳体中还装有例如第一速至第六速的齿轮对1G～6G。其中，第一速至第三速，第五速和第六速的齿轮对1G，2G，3G，5G和6G分别对应着传动装置TM中可获得的第一速至第三速，第五速和倒档的齿轮变速档位，而第四速传动则由输入轴Si和输出轴So之间的直接连接来实现。
在图示的实施例中，传动装置TM是具有倒档能力的五速型的，因而总共具有六个换档档位，即第一速至第五速以及倒档的档位。因此，传动器壳体10中的齿轮对1G～3G、5G和6G分别对应着第一速至第三速、第五速和倒档的档位，以及第四速的齿轮对4G对应着输入轴Si与输出轴So之间的动力传递。
第一速的齿轮对1G包括安装在输入轴Si上与该轴一起转动的第一速齿轮1Gi，和安装在副轴Sc上可相对于副轴独立转动的且与第一速齿轮1Gi相啮合的第一速副轴齿轮1Gc；第二速的齿轮对2G包括安装在输入轴Si上与该轴一起转动的第二速齿轮2Gi，和安装在副轴Sc上可相对于副轴独立转动的且与第二速齿轮2Gi相啮合的第二速副轴齿轮2Gc；第三速的齿轮对3G包括安装在输入轴Si上可相对于该轴独立转动的第三速齿轮3Gi，和安装在副轴Sc上与副轴一起转动且与第三速齿轮3Gi相啮合的第三速副轴齿轮3Gc；第四速的齿轮对4G包括安装在输出轴So上与该轴一起转动的输出齿轮4Go，和安装在副轴Sc上与副轴一起转动且与输出齿轮4Go相啮合的输出副轴齿轮4Gc；第五速的齿轮对5G包括安装在输入轴Si上与该轴一起转动的第五速齿轮5Gi，和安装在副轴Sc上与副轴一起转动且与第五速齿轮5Gi相啮合的第五速副轴齿轮5Gc；以及倒档的齿轮对6G包括安装在输入轴Si上与该轴一起转动的倒档齿轮6Gi，和安装在副轴Sc上可相对于副轴独立转动且通过惰轮(未示出)以现有技术中公知的方式与倒档齿轮6Gi相啮合的倒档副轴齿轮6Gc。
所示的传动装置TM是一种所谓的输出齿轮减速型，其中正如下文将要详细描述的那样，构成第四速齿轮对4G的输出齿轮4Go和输出副轴齿轮4Gc相互间始终是直接啮合的，于是当换档杆2置于第一速至第三速、第五速和倒档档位中的任一档位时，由输入轴Si上的相应齿轮和副轴Sc上的相应齿轮所选定的传动比所决定的副轴Sc的转速便可以传递至输出轴So。然而，应当注意，当换档杆2置于第四速换档档位时，输入轴Si直接与输出轴So相连，从而以一种通过下文的描述将变得很清楚的方式驱使输出轴So与输入轴Si同步转动，以及输出轴So的转动还通过第四速齿轮对4G传至副轴Sc，使副轴Sc围绕其自身的纵轴线空转。于是，第四速的换档档位是一个直接传动状态，其中输入轴Si和输入轴So相互之间直接传动。该第四速齿轮对4G最好位于靠近副轴Sc的输出端和输出轴So的输入端。
传动器壳体10有一些，例如三个，与壳体形成一体的腔壁11、12、13，它们从壳体内壁表面径向向内延伸，并且沿传动装置TM的纵向方向相互间隔开。输入侧的腔壁、中间腔壁以及输出侧腔壁11～13装有各种轴承，用以转动地支承住输入轴Si，输出轴So和副轴Sc。其中的两个分别由标号50和51标示的、装在输入侧腔壁中用以支承输入轴Si和副轴Sc的轴承，由前盖15所覆盖。前盖15从外面固定到输入侧腔壁11上。
特别是，输入轴Si的靠近第五速齿轮5Gi并且远离输出轴So的输入端部分是由装在输入侧腔壁11中的轴承50转动地支承着的，而副轴Sc的靠近第五速副轴齿轮5Gc的输入端是由同样是装在输入侧腔壁11中的轴承51转动地支承着的。轴承50和51最好具有不同的类型。在图示的实施例中，轴承50是滚珠轴承，而轴承51是滚柱轴承。其它的轴承包括装在副轴Sc的输出端上并且位于输出副轴齿轮4Gc两侧的、分别以52和53标示的轴承；以及包括装在输出轴So的输入端上并且位于输出齿轮4G。两侧的、分别以54和55标示的轴承。
尽管轴承52至55中的各个轴承可以是任何已知类型的轴承，例如，滚珠轴承、滚柱轴承或其组合，但所有的这些轴承52～55通常可以采用圆锥滚柱轴承，以便各个轴承52～55能够承受可能的径向载荷和推力载荷。如现有技术中公知的那样，圆锥滚柱轴承包括内圈和外圈，以及一些在内外圈之间运转的圆柱滚子，它们的纵轴线倾斜地向外扩张。在图示的实施例中，圆锥滚柱轴承52和53安装在副轴Sc上并位于输出副轴齿轮4Gc的两侧，它们的滚子朝着输出副轴齿轮4Gc扩张；同样地，圆锥滚柱轴承54和55安装在输出轴So上并位于输出齿轮4Go的两侧，它们的滚子朝着输出齿轮4Go扩张。
于是就很容易理解：易受到很大扭矩的构成第四速齿轮对4G的输出齿轮4Go和输出副轴齿轮4Gc这样就可以牢固地支承和定位，从而抵御径向和轴向载荷，以便将齿轮4Go和4Gc中的一个或两个的齿隙和任何可能的偏载摩损减低至最小程度。
下面描述本发明的齿轮布置，即各变速齿轮对1G～6G的设置方式。为此，将第五速齿轮对5G和第六速齿轮对6G的组合、第一速齿轮对1G和第二速齿轮对2G的组合、第三速齿轮对3G和第四速齿轮对4G的组合分别称之为5-R速齿轮单元、1-2速齿轮单元、和3-4速齿轮单元。
在这些齿轮单元中，5-R速齿轮单元和3-4速齿轮单元分别位于传动装置TM的输入侧和输出侧，而1-2速齿轮单元一般位于5-R速齿轮单元和3-4速齿轮单元的中间。此外，在这些齿轮单元中，第六速齿轮对6G、第二速齿轮对2G、或第四速齿轮对4G分别位于第五速齿轮对5G、第一速齿轮对1G、或第三速齿轮对3G的输出侧。于是很容易看出，本发明的传动装置TM采用了这样的齿轮布置：即从传动装置TM的输入侧至输出侧依次排列着第五速齿轮对5G、第六速齿轮对6G、第一速齿轮对1G、第二速齿轮对2G、第三速齿轮对3G和第四速齿轮对4G。
如前所述，本发明的传动装置TM是输出齿轮减速型，其中构成第四速齿轮对4G的输出齿轮4G。和输出副轴齿轮4Gc相互间直接传动连接，其输出齿轮4Go可相对于输入轴Si转动。采用这种输出齿轮减速型时，尽管当换档杆2置于第四速换档档位因而输入轴Si和输出轴So直接相互连接时，副轴Sc被驱动着绕其自身的纵轴线空转，但当换档杆2例如在发动机空转状态下被置于空档位置时，副轴Sc将不会空转。
1-2速齿轮单元包括1-2速同步器Ya，它围绕着副轴Sc设置并且位于第一速副轴齿轮1Gc和第二速副轴齿轮2Gc之间，用于有选择地在第一速副轴齿轮1Gc和副轴Sc之间或在第二速副轴齿轮2Gc和副轴Sc之间建立起传动路径。3-4速齿轮单元包括3-4速同步器Yb，它围绕着输入轴Si安装并靠近输出轴So，用于有选择地在第三速齿轮3Gi和输入轴Si之间或在输入轴Si和输出轴So之间建立传动路径。5-R速齿轮单元包括5-R速同步器Yc，它围绕着副轴Sc设置并且位于第五速副轴齿轮5Gc和倒档副轴齿轮6Gc之间，用于有选择地在第五速副轴齿轮5Gc和副轴Sc之间或在倒档副轴齿轮6Gc和副轴Sc之间建立起传动路径。1-2速同步器Ya和5-R速同步器Yc都安装在副轴Sc上，这是因为分别与这些同步器相关的副轴齿轮1Gc、2Gc和5Gc、6Gc都是能够相对于所在的轴独立地转动的空转齿轮。然而3-4速同步器Yb则安装在输入轴Si上，这是因为3-4速齿轮单元的输入齿轮，即第三速齿轮3Gi是能够相对于所在的轴独立地转动的空转齿轮。
转速同步器Ya，Yb，Yc具有基本相同的结构，因此，这里只对其中之一，例如5-R速同步器Yc，特别参照图2加以描述。
参见图2，这里所示的5-R速同步器Yc是所谓的“单锥型”的，它包括一个以花键连接于副轴Sc(对同步器Yb而言则是输入轴Si)的同步器轮毂21，一些间隔开的安装在同步器轮毂21外周面上的同步键22，分别位于同步器轮毂21两侧的前后同步环或称同步锥23和24，通常与前后同步锥23和24呈面对面位置关系的前后齿轮安装啮合环25和26，以及包括围绕着同步器轮毂21安装的同步套27，它可随着连接于换档杆2的换档拨叉30的运动，沿着副轴Sc的轴向方向朝着相反的两个方向中的某一方向滑动。
于是就这样设计和布置每一个转速同步器，使得按照换档的要求，根据各同步器的同步套的运动方向，位于同步器两侧的齿轮中的一个齿轮就可以被连接到齿轮所在的轴上并与轴一起被驱动。更具体地说，参照图示的实施例，当换档杆2分别移至第一速或第二速档位时，就可以操纵1-2速同步器Ya，以便有选择地将第一速副轴齿轮1Gc和第二速副轴齿轮2Gc中的一个齿轮连接到副轴Sc上；当换杆杆2分别移至第三速或第四速档位时，就可以操纵3-4速同步器Yb，以便有选择地将第三速齿轮3Gi和输入轴Si中的一个连接到输入轴Si或输出轴So上；以及当换档杆2分别移至第五速或倒档档位时，就可以操纵5-R同步器Yc，以便有选择地将第五速副轴齿轮5Gc和倒档副轴齿轮6Gc中的一个齿轮连接到副轴Sc上。
在任何情况下，本发明实际所采用的转速同步器可以是现有技术中所知的任一种结构，例如象欧洲专利申请No.219,240-A1或美国专利US5,014,567中所公开的那种。这些专利的内容在这里引作参考，而且为了简便起见不再重申其细节。
综上所述，按照换档档位建立起了下面的传动路径。
表1
档位                        传动路径
第一速        Si→1Gi→1Gc→(Ya)→(Sc)→4Gc→4Go→So
第二速        Si→2Gi→2Gc→(Ya)→(Sc)→4Gc→4Go→So
第三速        Si→(Yb)→3Gi→3Gc→(Sc)→4Gc→4Go→So
第四速        Si→(Yb)→So
第五速        Si→5Gi→5Gc→(Yc)→(Sc)→4Gc→4Go→So
倒档          Si→6Gi→(惰轮)→6Gc→(Yc)→(Sc)→4Gc→4Go→So
为了论证本发明的有效性，用这种传动装置TM进行了一系列的实验和模拟测试。传动装置中的各变速齿轮对1G～6G是这样设计和布置的，使其对应着相应的换档档位具有下列的各传动比：
表2
                             换档档位
         第一速   第二速  第三速   第四速  第五速  倒档传动比     3.717     2.202    1.497     1        0.791    3.402
对于这些特定的传动比，在各个轴Si，Sc和So上的各个齿轮具有下列齿数：
表3
齿数                          齿数
齿轮1Gi：16                  副轴齿轮1Gc：36
齿轮2Gi：24                  副轴齿轮2Gc：32
齿轮3Gi：32                  副轴齿轮3Gc：29
齿轮4Go：38                  副轴齿轮4Gc：23
齿轮5Gi：48                  副轴齿轮5Gc：23
齿轮6Gi：17                  副轴齿轮6Gc：35
                             倒档惰轮：39
在一系列的实验和模拟测试中，用一个具有表2所列相同传动比的输入齿轮减速型装置作为对比。
众所周知，齿轮的预计使用寿命直接相关于齿轮齿根处的应力σ和齿轮的转动次数N，这两者有下列的关系：
                 σxN＝常数                   (1)
齿根应力正比于齿轮的传动扭矩。因此，齿轮的预计寿命与传动扭矩的X次幂和转动次数N中的任一者成反比。
考虑到采用本发明的传动装置是输出齿轮减速型的，其中在输入轴Si至副轴Sc的传动期间转数不降低(也就是输入轴Si的转动扭矩没有被放大)，因此，与那种变速齿轮对由固定齿轮对构成并且分别设在输入轴和副轴上以便与轴一起转动的输入齿轮减速型的传统传动装置相比，本发明装置中除了第四速齿轮对4G外其它齿轮对1G～3G、5G的使用寿命都增加了。
因此，对于给定的使用寿命，与传统的传动装置相比，本发明所使用的各变速齿轮就可以具有较小的直径(节圆直径)或厚度(齿面宽度)。然而应当注意，各变速齿轮的厚度能够减小的程度出于对齿轮产生的碰撞声的考虑而受到限制。于是为实现本发明的目的，减小各变速齿轮的径向尺寸，从而减小输入轴Si和副轴Sc之间的空间，这就使得传动装置TM的整体尺寸得以减小。
至于第四速齿轮对4G，由于副轴Sc的转动如前面所述的通过第四速齿轮对4G的啮合齿轮对，以减速方式传至输出轴So(并伴有转动扭矩的增大)，与传统的传动装置相比，第四速齿轮对4G的预计使用寿命将会减少。因此，在图示的实施例中，第四速齿轮对4G中的每个齿轮都采用了一种加宽齿面的齿轮。与此同时，改善第四速齿轮对4G中每一齿轮的表面硬度而来用喷丸处理，以此补偿第四速齿轮对4G使用寿命的减少。
除了上面所说的以外，众所周知传动装置换档时的换档力Fs由下式公式表示：
                 Fs＝[(Ig+Ic)·Nd+Tr]/(CS·η)    (2)
其中，Ig表示齿轮组的惯性值，Ic表示离合器的惯性值，Nd表示转速差(转/分)，Tr表示转动阻力，Cs表示同步能力，以及η表示连接效率。
这样，换档力Fs受到齿轮组和离合器各自惯性值Ig、Ic的很大影响。因此，如果减小这些惯性值，就可以减小换档力。
下面的表4表示出了当各传动装置都置于第二速档位时所列举的惯性值的计算结果。在表4中，所有同步器都装在输入轴上的传统的输入齿轮减速型传动装置的所述惯性值给定为基准参照值100。同样在表4中，对照1表示一种输出齿轮减速型的比较型式，其中所有的同步器都装在输入轴上。对照2表示另一种输出齿轮减速型的比较型式，其中只有5-R速同步器装在副轴上而其余的同步器都装在输入轴上。以及对照3也表示另一种输出齿轮减速型的比较型式，其中只有1-2速同步器装在副轴上而其余的同步器都装在输入轴上。在本发明的传动装置TM中，已经表示和陈述过，1-2速和5-R速的同步器Ya和Yc装在副轴Sc上，而另外的同步器Yb装在输入轴Si上。
表4
                                                       惯性值
输入齿轮减速型(传统的)    所有同步器都在输入轴上       100
                (对照1)   所有同步器都在输入轴上       28.8
输出齿轮减速型  (对照2)   5-R速同步器在副轴上          30.6
                (对照3)   1-2速同步器在副轴上          48.2
                (本实施例)1-2速和5-R速同步             51.4
                          器在副轴上
表4清楚地表明，将传动装置设计成输出齿轮减速型就可显著地降低惯性值。这样就可以减小所需的换档力，以及与传统的传动装置相比，可以减小对每个同步器Ya～Yc的同步能力的要求。而对同步能力要求的减少最终可以导致减小每个同步器Ya～Yc尺寸的有益优点。
尽管作出了对表4的上述考虑，但显然可以或值得推荐的是将所有的同步器Ya～Yc都设在输入轴Si上以进一步减小惯性值。所示实施例的同步器Ya～Yc已象附图所示那样进行了专门的布置，以便基本上消除现在将要讨论的与滞附有关的各种问题。
在输出齿轮减速型中，副轴Sc的转数根据换档档位而变化，在高速档档位时将高于输入轴Si的转数。这一点与传统型的传动装置正相反，在传统的装置中，副轴是与输入轴转速成比例地被减速驱动。
图5的曲线表示了在发动机转速保持不变的情况下，输出齿轮减速型和传统型传动装置的副轴转速(转/分)之间的差别。在图5的曲线中，实线所示的曲线表示输出齿轮减速型装置中的副轴Sc转速随档位变化而变化的曲线；虚线所示的曲线表示传统型装置中的副轴转速随档位变化而变化的曲线。从图5可以很容易地理解，输出齿轮减速型显示出其副轴Sc的转速随档位变化而变化，并且在高速档位时副轴转速大大高于传统型中的副轴转速。此外，在倒档档位时，副轴Sc以高于传统型的转速被驱动，但是沿着与第一速与第五速中任一档位的转速相反的方向转动。
假定所有的同步器都象传统型那样装在输入轴上，例如象这里引作参考的欧洲专利EP0219240-A1所公开的传动装置那样，那么输入轴上的所有变速齿轮都必须是可相对于输入轴转动的空转齿轮。尤其是第一速齿轮对和第六速齿轮对(即倒档齿轮对)都具有很高的传动比，这些齿轮对中的一个变速齿轮较之另外的变速齿轮具有更小的齿轮直径，但它也必须是能够相对于输入轴转动的空转齿轮。因此，如果副轴转速象前面说的那样是增高的，那么该空转齿轮在空转时相对于输入轴的相对转速将变得非常高，以至于发生齿轮与轴滞附的不良现象。在倒档齿轮于输入轴上自由转动的情况下，倒档齿轮在惰轮的作用下沿着与输入轴相反的方向转动，因而在倒档齿轮和输入轴之间存在着很大的相对转速差。
出于上述原因，在本发明的所示实施例中，用于有选择地将第五速副轴齿轮5Gc和倒档副轴齿轮6Gc其中之一连接到副轴Sc上的5-R速同步器Yb，以及用于有选择地将第一速副轴齿轮1Gc和第二速副轴齿轮2Gc其中之一连接到副轴Sc上的1-2速同步器Ya如前面所述那样都被装在副轴Sc上，这样，倒档齿轮对6G或第一速齿轮对1G中的那个比另一齿轮具有更小直径的变速齿轮，即倒档齿轮6Gi或第一速齿轮1Gi，就可以固定安装在输入轴Si上与轴一起转动。因此，这些齿轮6Gi和1Gi就能够以始终相等于输入轴Si转速的预定转速被驱动。
另一方面，各齿轮对6G或1G中具有较大的直径的另一齿轮，即倒档副轴齿轮6Gc或第一速副轴齿轮1Gc，作为可相对于副轴Sc独立转动的空转齿轮被安装在副轴Sc上，因而较之变速齿轮6Gi或1Gi具有较低的相对于副轴Sc的转速。因此，在倒档齿轮对6G和第一速齿轮对1G的输入轴Si和空转齿轮之间就不会发生象在输出齿轮减速型中将同步器Ya和Yc都装在输入轴Si上时所发生的那种很大的转速差。
然而，由于在输出齿轮减速型中副轴的转速如前所述在高速档时相当高，因此所有安装在副轴Sc上以便独立于副轴而转动的空转齿轮1Gc，2Gc，5Gc和6Gc都带有相应的轴承，在空转时这些轴承都处在不良的润滑状态下。
为了便于这些轴承的润滑，如图1所示，位于传动器壳体10最前面的输入侧腔壁11中设有油道16，它延伸贯穿整个输入侧腔壁11。油道16有一个通向蓄油室17的前端开口，蓄油室17位于输入侧腔壁11和前盖15之间。应当注意，在前盖15中供输入轴Si转动地延伸穿过的轴承孔是由密封件15S进行流体密闭式封闭的，该密封件15S装在前盖15的围绕轴承孔的周边突缘中。油道16还有一个与前端相反方向的后端，它的开口通向传动器壳体10的内部。尽管没有专门予以表示，但在第五速齿轮对5G和第六速齿轮对(即倒档齿轮对)6G的上方部位处设置了朝前倾斜的通常为槽形的油路，其前端正好位于油道16后端的上方。
副轴Sc中设有轴向油道Lc，它沿着副轴Sc的同轴方向延伸。该轴向油道Lc有一些径向分支，从轴向油道径向地向外延伸，通向装在副轴上的空转齿轮1Gc，2Gc，5Gc和6Gc的各自的轴承。
上述的油润***是这样设计和构成的，被某些空转的(以及随后与副轴一起转动的)齿轮向上搅起来的润滑油撞到传动器壳体10的内壁上，随后由于重力沿着壳体10的内壁流下来，在被收集到槽形油路中以后，通过油道16就可以被有效地导入到蓄油室17中，然后通过蓄油室17导入到轴向油道Lc中，由此去润滑空转齿轮1Gc，2Gc，5Gc和6Gc的各自轴承。
如同传统的手动传动装置的情形一样，采用本发明的传动装置TM也有一定数量的润滑油容纳在传动器壳体10的底部并达到如图1中直线假想线所示的预定液面高度。向各个齿轮对1G～6G的齿轮啮合区、输入轴Si上空转齿轮1Gi～3Gi，5Gi和6Gi的相应的各轴承处、和/或其它需要润滑的部位提供润滑油是通过副轴Sc上的某些与副轴一起转动的副轴齿轮向上搅起润滑油而实现的。大部分被向上搅起的润滑油撞到传动器壳体10的内壁上，然后由于重力沿着壳体10的内壁流下来，并且在被重新提供到齿轮啮合区、轴承处和/或其它需要润滑的部位之前在与壳体10内壁的接触时得到冷却。
应当注意，只要是汽车发动机处于静止即未被发动，如在图1中以假想直线所示的壳体10中的润滑油液面便处在高于该假想直线所示的液面高度处，具体说，液面处在邻近副轴的纵向轴线处。然而，一旦汽车发动机被驱动，由于润滑油如前所述被向上搅起，壳体10中的润滑油液面便降低到图1中假想直线所示的位置处。
还应注意，在本发明中由于副轴Sc如前面所述被高速驱动，壳体10中的润滑油数量就不能象在传统传动装置中使用润滑油那样添加那么多的量。其原因下面将予以说明。
图6所示的曲线表示，当传动装置TM被置于副轴Sc转速达到最高值的第五速档位时，润滑油的温度随车速的变化而变化的曲线。
在图6的曲线中，曲线A1表示输出齿轮减速型传动装置的润滑油温度变化，该装置中所用的润滑油数量基本等于传统传动装置中所用的润滑油数量；曲线A2表示输出齿轮减速型传动装置的润滑油温度变化，该装置中所用的润滑油数量少于传统传动装置中所用的润滑油数量；以及曲线A3表示输入齿轮减速型(也就是这样一种类型，即无论档位如何副轴的转速是固定的并与输入转速成比例)的传动装置的润滑油温度变化，其中所用的润滑油数量基本等于传统传动装置中所用的润滑油数量。
也是在图6中，曲线C表示润滑油温度的计算值随车速变化而变化的曲线，该曲线是将齿轮啮合所导致的扭矩损失考虑在内并根据下面的公式(3)而计算出来的，公式中利用了实际车辆中的润滑油温度数据(如图6所示)，还利用了实际测定的搅动阻力数据(如下面结合图7将要讨论的)。
现在参照图7，图中的曲线表示了搅动阻力导致的扭矩损失相对于车速和输入轴转速的变化情况。在这个图中，曲线B1、B2、B3分别是由图6中的曲线A1，A2，A3所相应的传动装置所呈现出的特征曲线。
在考虑用以计算单位时间内的温升和热释放值的诸公式时，下面的公式(3)可作为用来说明润滑油温度稳定时的热平衡的公式。如前所述，图6中的曲线C是利用公式(3)得出的计算结果。
               TD·2π·N/60＝K·(T1-T2)             (3)
其中，TD表示由于齿轮啮合及搅动阻力导致的总的扭矩损失，N表示输入转速；K表示热释放系数，它是一个取决于传动装置外形和冷却空气气流的常数并随着副轴转动时润滑油被某些副轴齿轮所能够搅起的程度而变化；T1表示润滑油的温度；T2表示环境温度。
至此就已经清楚了：在输出齿轮减速型中，最好减少传动装置中所使用的润滑油的数量，以便抑制润滑油温度的升高。应当注意，通过减少输出齿轮减速型传动装置中使用的润滑油数量从而避免搅动阻力的增大，就可以有效地避免任何可能发生的传动装置效率的降低。
参照图3和图4，为了避免传动器壳体10底部的任何可能的向外凸出，从而使传动装置TM可以更为紧凑地装配，壳体10的底***成形的；使其呈现出与副轴Sc上任一副轴齿轮的轮廓曲率相一致的外凸的弧形截面形状。此外，在与副轴齿轮5Gc，6Gc，1Gc～3Gc中的任一个对齐的蓄油部分和与输出副轴套4Gc对齐的蓄油部分之间设有一个下凹的油路10a，以便在上述两个蓄油部分之间建立起流畅的沟通。
应当注意，当汽车突然加速、减速或沿着沿着斜坡行驶时，如图1中单点划线所示，传动器壳体10中贮存在副轴Sc下方的润滑油的液面相对于壳体10倾斜到这样的程度，以至于安装在靠近副轴Sc端部的那个副轴齿轮不再能够向上搅起润滑油，但润滑油仍将被装在副轴Sc中部的一些副轴齿轮向上搅起。在这种情况下，如果装在副轴Sc中部的这些副轴齿轮具有很小的尺寸或直径，被向上搅起的润滑油的数量将不能满足要求，因而需要润滑的各部位将不能充分地被润滑。
为了克服上述问题，根据所示的实施例，一些较大尺寸或直径的副轴齿轮被安装在副轴Sc的中部。更具体地说，从传动装置的输入侧至输出侧，副轴齿轮1Gc，2Gc，5Gc和6Gc以图1所示这样一个特定的顺序安装在副轴Sc上。换言之，就三个齿轮单元而言，1-2速齿轮单元位于副轴各列齿轮单元的中部；就六个齿轮对1G～6G而言，从传动装置TM的输入侧至输出侧，各齿轮对的排列顺序为，5G，6G，1G，2G，3G和4G。关于副轴齿轮，具有最高传动比的第一速副轴齿轮1Gc位于各列副轴齿轮的中部，第五速副轴齿轮5Gc靠近副轮的输入侧，以及具有次高传动比的倒档副轴齿轮6Gc则位于上述两者之间。
通过将副轴齿轮1Gc～6Gc以上述方式布置在副轴Sc上，就可以很容易地理解：与副轴齿轮的朝下的且面对壳体10底壁的各个轮齿相接触的包络线，如图1中假想线Lh所示，呈现出一条平滑的曲线，其中间部分离开副轴Sc最远。
因此，即使汽车突然加速或减速，或是行驶在斜坡上，使得壳体10中的润滑油液面如图1中单点划线所示相对于壳体10倾斜到这样的程度，以至于安装在靠近副轴Sc端部的一个副轴齿轮不再能够向上搅起润滑油，但润滑油仍然可由布置在各列副轴齿轮中部的一些副轴齿轮有效地向上搅起，即副轴齿轮1Gc，2Gc和6Gc，从而很好地润滑各个需要润滑的部位。于是按照本发明，尽管只用了很少量的润滑油，但即使壳体10中的润滑油的液面象前面所述那样倾斜，也可以有效地保证有充分数量的润滑油被向上搅起。
特别是由于构成1-2速齿轮单元组成部分的具有最大径向尺寸的第一速齿轮1Gi和具有第三大径向尺寸的第二速副轴轮2Gc，都位于副轴Sc上各列副轴齿轮的中部，以及由于具有第二大径向尺寸的倒档副轴齿轮6Gc紧邻着第一速副轴齿轮1Gc，第一速副轴齿轮1Gc位于自由转动地安装在副轴上的各列齿轮的中部，这样就可以在某些副轴齿轮空转时以及随后与副轴Sc一起被驱动时，无论润滑油的液面如何，也就是无论汽车是否突然加速或减速，也无论汽车是否行驶在斜坡上，都可以有效地和很好地将壳体10中的润滑油向上搅起。
参照图8，图中示出了为了基本上避免由于档位不同而需要改变换档力的大小所设计出的所谓“双锥型”同步器的主要部分，从而使得无论壳体中润滑油的粘度如何不同都可以采用大致相同的换档力。尽管前述实施例中的各同步器都是单锥型的，这些同步器中的一些或全部都可由双锥型同步器替换。与单锥型同步器相比，双锥型同步器的优点在于，换档操作时不需要很大的作用力，也就是具备很高的同步能力。然而，在本发明的另一优选实施例中，出于前述的原因，双锥型同步器只用在第一速和第二速传动中，也就是只在第一速副轴齿轮1Gc和第二速副轴齿轮2Gc之间围绕着副轴Sc使用双锥型同步器。
现在参照图8描述双锥型同步器的细节，图中只示出了双锥型同步器中相互对称的两部分中面对第一速副轴齿轮1Gc那部分的截面。如图所示，双锥型同步器包括一个以花键连接在副轴Sc上的同步器轮毂19a；一个围绕着同步器轮毂19a安装的并与轮毂19a以花键相连的可轴向滑动的套19b，它能够根据与换档杆相连的换档拨叉的运动(拨叉未表示在图8中，但以标号30表示在图2中)，在副轴Sc的轴向方向上沿着相反的两个方向中的某一方向相对于轮毂作轴向移动；一些围绕着同步器轮毂19a安装的同步键19f，它们被容纳在轮毂19a和19b之间所确定出的一个环形槽内；外锥(即同步环)19c，它带有锥形的径向内表面；连接在同步器轮毂19a上的内锥19d，它带有锥形的径向外表面，外表面锥形的角度与外锥19c的径向内表面的锥形的角度互补；以及包括中间锥(同步锥)19e，它通过同步齿轮19g可与副轴齿轮1Gc或2Gc传动连接，并且被摩擦地夹在相邻的内锥19d和外锥19c之间，以便从同步器轮毂19a向相关的齿轮19b，再向副轴齿轮1Gc或2Gc进行传动。在这种双锥型同步器中，外锥19c和同步器轮毂19a之间的配合面面积是如此之大，使得可以获得很高的同步能力。
通过采用双锥型同步器，根据换档时同步套的运动方向，同步器两侧的齿轮中的一个齿轮就可以被连接到装有这些齿轮的轴上并随之与该轴一起被驱动。
尽管已经参照附图结合优选的实施例对本发明作了描述，但应当注意，各种变化和修改对本领域的技术人员而言是显而易见的。在本发明的范围内，这些变化和修改将被理解为包括在由所附权利要求书所定义的本发明的范围内。

Claims (11)

1、一种多传动比的传动装置，所述传动装置包括有：
一个传动器壳体(10)；
一个由所述壳体(10)的输入端壁(11)可旋转地支承着的输入轴(Si)；
一个由所述壳体(10)的输出端壁(13)可旋转地支承着的输出轴(So)，所述输入轴(Si)和所述输出轴(So)相互同轴线对正；
一个副轴(Sc)置于壳体(10)内并在输入和轴出轴(Si；So)下方且平行于上述两轴而延伸；
多个分别对应于不同传动比的变速齿轮对(1G-6G，1Gc-6Gc)，所述多速齿轮对包括：
安装在输入轴(Si)上的变速齿轮(1Gi-3Gi，5Gi-6Gi)，所述变速齿轮至少其中之一(3Gi)作为惰轮可独立于所述输入轴(Si)而旋转，其余的变速齿轮(1Gi，2Gi，5Gi，6Gi)则固定在所述输入轴(Si)上，
一个固定地安装在所述输出轴(So)上的输出齿轮(4Go)，
多个安装在副轴(Sc)上的副轴齿轮(1Gc-3Gc，5Gc，6Gc)，至少其中一个副轴齿轮(3Gc)固定安装在副轴(Sc)上，其余的副轴齿轮(1Gc，2Gc，5Gc，6Gc)作为惰轮可独立于副轴(Sc)旋转，所述至少一个副轴齿轮(3Gc)与所述至少一个变速齿轮(3Gi)相啮合，以及
一个固定地安装在副轴(Sc)上与所述输出齿轮(4Go)啮合的副轴输出齿轮(4Gc)；
一个变速机构(2)用于借助于一个选定的齿轮对来改变从输入轴(Si)直接或通过副轴(Sc)至输出轴(So)的传动路径；
所述变速机构包括多个转速同步器(Ya-Yc)，每个所述同步器(Ya-Yc)可运作以将位于同步器两侧的邻近惰轮(1Gc，2Gc，5Gc，6Gc，3Gi)中的一个选定惰轮传动连接到携有这些惰轮的输入和输出轴(Si；So)和副轴(Sc)其中的一个轴上，以使该选定惰轮与所述输入和输出轴及副轴其中的一个轴一起旋转，所述转速同步器(Ya-Yc)中的一个同步器(Yb)是位于从输入轴(Si)直接通至输出轴(So)这一传动路径上的，它围绕着输入轴(Si)设置，而其余的转速同步器(Ya，Yc)则围绕着副轴(Sc)设置，
其特征在于，
所述副轴齿轮(1Gc-3Gc，5Gc，6Gc)具有相互不同的直径，它们沿着副轴(Sc)的轴向方向以这样的方式并列在副轴(Sc)上，即，包容所有这些副轴齿轮(1Gc-3Gc，5Gc，6Gc)且触及这些副轴齿轮(1Gc-3Gc，5Gc，6Gc)各自外周边的包络线(Lh)呈现出大致的粗腰桶形，其中间部分相对于副轴(Sc)径向向外突出。
2、如权利要求1所述的传动装置，其特征在于，所述的变速齿轮对至少分别对应于与第一速、第二速、第三速和倒档传动四个档位相应的传动比，副轴齿轮之一(1Gc)具有所有副轴齿轮(1Gc-3Gc，5Gc，6Gc)中最大的直径，该副轴齿轮因而位于包络线(Lh)内的所有所述副轴齿轮(1Gc-3Gc，5Gc，6Gc)的中央。
3如权利要求1或2所述的传动装置，其特征在于，还提供了一个第一轴承(50)，通过该轴承使输入轴(Si)的远离输出轴(So)的第一端可转动地支承在传动装置的壳体(10)中；以及一个第二轴承(51)，通过该轴承使紧位于输入轴(Si)下方的副轴(Sc)上的第一端可转动地支承在传动装置壳体(10)中；所述的第一和第二轴承(50，51)具有相互不同的类型。
4、如权利要求3所述的传动装置，其特征在于，所述第二轴(51)承具有的承受径向载荷的能力高于第一轴承(50)所具有的相应能力。
5、如权利要求3所述的传动装置，其特征在于，所述第一轴承(50)是滚柱轴承，所述第二轴承(51)是滚珠轴承。
6、如权利要求3所述的传动装置，其特征在于，还提供了一个圆锥滚柱轴承(52或53)，通过该轴承使副轴(Sc)的第二端可转动地支承在传动装置的壳体(10)中，所述的圆锥滚柱轴承(52或53)具有沿着副轴(Sc)轴向方向的锥形支承面。
7、如权利要求1所述的传动装置，其特征在于，还提供了一个第一轴承(50)，通过该轴承使输入轴(Si)的远离输出轴(So)的第一端可转动地支承在传动装置的壳体(10)中，以及提供了第三轴承和第四轴承(54，55)，通过这些轴承使输出轴(So)的第一端可转动地支承在传动装置的壳体(10)中，所述的第三轴承和第四轴承(54，55)分别位于前述输出齿轮(4Go)的两侧；还提供了一个第二轴承(51)，通过该轴承使紧位于输入轴(Si)下方的副轴(Sc)上的第一端可转动地支承在传动装置的壳体(10)中；以及提供了第五轴承和第六轴承(52，53)，通过这些轴承使副轴(So)的第二端可转动地支承在传动装置的壳体(10)中，所述的第五轴承和第六轴承(52，53)分别位于前述输出齿轮(4Gc)的两侧，每个所述的第三、第四、第五和第六轴承(54，55，52，53)都是圆锥滚柱轴承，具有沿着相应轴(Sc，So)的轴向方向的锥形支承面。
8、如权利要求7所述的传动装置，其特征在于，所述每个第三和第四轴承(54，55)分别具有面朝输出齿轮(4Go)向外扩张的端部；每个第五和第六轴承(52，53)分别具有面朝副轴输出齿轮(4Gc)向外扩张的端部。
9、如权利要求1所述的传动装置，其特征在于，低速传动所用的转速同步器(Ya-Yc)当中的一个同步器(Ya)具有比其余同步器(Yb，Yc)更大的同步能力。
10、如权利要求9所述的传动装置，其特征在于，其中一个转速同步器(Ya)是双锥型同步器，而其余的转速同步器(Ya，Yc)都是单锥型同步器。
11、如权利要求10所述的传动装置，其特征在于，双锥型同步器(Ya)用于选择第一速或第二速传动。
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Families Citing this family (14)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3131194B2 (ja) * 1999-02-22 2001-01-31 本田技研工業株式会社 カウンターシャフト式変速機
GB2386532B (en) * 2001-11-29 2005-12-21 Strix Ltd Electric water heaters
US20040089086A1 (en) * 2002-11-12 2004-05-13 Ewing Gregory A. Transmission having rigid link between shafts
WO2005026578A1 (ja) * 2003-09-12 2005-03-24 Ondo Corporation 車両用手動歯車変速機
WO2005028919A1 (ja) * 2003-09-16 2005-03-31 Ondo Corporation 車両用手動歯車変速機
US20050223833A1 (en) * 2004-03-31 2005-10-13 Herzog Contracting Corp. Transmission with top mounted shift mechanism
DE102005005338B3 (de) * 2005-01-27 2006-08-10 Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg Stufenwechselgetriebe
JPWO2014006678A1 (ja) * 2012-07-02 2016-06-02 アイシン・エーアイ株式会社 車両用手動変速機
CN105003631B (zh) * 2015-06-30 2018-03-23 浙江长泰机械有限公司 汽车变速器
CN108223769B (zh) * 2016-12-22 2021-01-22 上海汽车集团股份有限公司 汽车用双电机动力***、变速箱及汽车
CN107061703B (zh) * 2017-05-09 2023-04-21 天津工业大学 一种新型高功率密度分汇流传动***
CN108916325A (zh) * 2018-08-15 2018-11-30 山东蒙沃变速器有限公司 一种高强度低噪音微型商用车变速器
CN111173915A (zh) * 2018-12-28 2020-05-19 中车戚墅堰机车车辆工艺研究所有限公司 具有新型轴承配置方式的轨道车辆的齿轮箱
CN111795137A (zh) * 2020-07-17 2020-10-20 一汽解放汽车有限公司 一种变速器

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4136574A (en) * 1970-07-28 1979-01-30 Morrison William M M Countershaft gear boxes
GB2103316A (en) * 1981-08-06 1983-02-16 Zahnradfabrik Friedrichshafen Layshaft change-speed gear unit with concentric input shafts drivable through double clutch
US4823631A (en) * 1986-05-26 1989-04-25 Mazda Motor Corp. Transmission synchronizer
US5014567A (en) * 1988-09-29 1991-05-14 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Gear type transmission

Family Cites Families (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB1356258A (en) * 1970-07-28 1974-06-12 Turner Mfg Co Ltd Gear boxes
GB8523860D0 (en) * 1985-09-27 1985-10-30 Costello Gears Ltd Power transmission apparatus
JPH02134437A (ja) * 1988-11-11 1990-05-23 Daihatsu Motor Co Ltd 歯車変速機
US5105674A (en) * 1990-09-19 1992-04-21 Borg-Warner Automotive Diversified Transmission Products Corporation Constant-mesh, multiple-shaft transmission

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4136574A (en) * 1970-07-28 1979-01-30 Morrison William M M Countershaft gear boxes
GB2103316A (en) * 1981-08-06 1983-02-16 Zahnradfabrik Friedrichshafen Layshaft change-speed gear unit with concentric input shafts drivable through double clutch
US4823631A (en) * 1986-05-26 1989-04-25 Mazda Motor Corp. Transmission synchronizer
US5014567A (en) * 1988-09-29 1991-05-14 Aisin Seiki Kabushiki Kaisha Gear type transmission

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Publication number Publication date
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EP0798491A1 (en) 1997-10-01
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