齒輪傳動裝置的制作方法

專利名稱：齒輪傳動裝置的制作方法
技術領域：
本發明一般而言涉及一種傳動裝置，更具體地說，涉及一種用以改變汽車發動機和驅動輪之間傳動比的手動傳動裝置。
雖然手動傳動裝置是傳統形式的傳動裝置，但由于它賦予了汽車更多的可操縱性，目前可能會再度獲得廣泛的采用。在各種可獲得的手動傳動裝置中，這樣的一種傳動裝置是廣為人知的它包括與汽車發動機傳動連接的輸入軸，與驅動輪連接并與輸入軸同軸的輸出軸，平行于上述兩軸的副軸或稱中間軸，以及一些變速齒輪對，它們包括裝在輸入軸和輸出軸上的齒輪，以及裝在副軸上的相關的副輪齒輪。
上述結構的傳動裝置可以有兩種類型，其中一種被認為是輸入齒輪減速型，在這種類型的傳動裝置中，從輸入軸向副軸的傳動時，按照分別裝在輸入軸和副軸上的相互嚙合的變速齒輪所確定的預定的傳動比，對輸入軸的轉速(轉/分)已經作了調整，然后再按照隨著所選定的檔位而變化的另一預定傳動比，從副軸向輸出軸進行傳動。簡要地說，輸入齒輪減速型裝置其特征在于在輸入軸和副軸之間進行了減速。
在這種已知的輸入齒輪減速型裝置中，由于變速齒輪固定地分別安裝在輸入軸和副軸上，就產生了例如下面所說的一些問題。
(1)由于減速，很大的扭矩作用在副軸上，因此所使用的各個齒輪、輸入軸和副軸都必須具有很高的物理強度和很高的剛性。比如，通過采用具有很大齒面寬度的齒輪以及增加輸入軸和副軸的直徑。這就阻礙了傳動裝置尺寸和重量的減小，難以提供結構緊湊的傳動裝置。
(2)當汽車停駛而汽車發動機在運轉時，也就是發動處于空轉運行狀態時，所有的空轉齒輪都被驅動著相對于副軸空轉，因而當發動機轉速波動時會發生很大的齒輪撞擊。
(3)由變速齒輪對實現的減速其結果是以很高的扭矩驅動副軸，副軸受到的扭矩因而根據換檔所選定的傳動比而增加，因此，例如包括變速同步器質量在內的作用于每一檔位的換檔機構上的慣性力將會變得很大，這使得難以減小所需的換檔力。
另一種類型的傳動裝置是被認作輸出齒輪減速型的傳動裝置，在這種傳動裝置中，減速發生在副軸和輸出軸之間，看來這是一種能基本解決輸入齒輪減速型裝置現有問題的有效的裝置。這種輸出齒輪減型傳動裝置例如被公開在歐洲專利申請EP0219240-A1中，
公開日為1987年4月22日。在該篇歐洲公開文獻中披露的輸出齒輪減速型裝置包括輸入軸，副軸，輸出軸，一些變速齒輪，它們包括裝在輸入軸和輸出軸上的前進齒輪和裝在副軸上的副軸齒輪，該裝置還包括用來改變傳動比以及實現傳動的變速裝置。輸入軸上的變速齒輪始終與副軸上的副軸齒輪相嚙合，因而與副軸齒輪也始終是傳動連接的，輸入軸上的變速齒輪都安裝成能在輸入軸上自由轉動。使用轉速同步器有選擇地將輸入軸上的變速齒輪連接到輸入軸上。
在這種已知的輸出齒輪減速型裝置中，由于扭矩從輸入軸傳至副軸時不增大，所以作用在各變速齒輪上的輸入載荷可降至最小。還由于在輸入軸與副軸間未裝進固定的變速齒軸對，則由該變速齒輪對表示的傳動比在相應的變速同步，裝置中也不起作用，因此在該變速同步裝置內的慣性作用也進一步減小。
另外，按上文提及的歐洲專利公開，所有的變速同步裝置圍繞輸入軸布置，因此，在發動機處于空轉狀態時，輸入軸上的所有變速齒輪都可獨立于輸入軸而轉動，此時只有輸入軸受驅動。也就是說，當傳動裝置置于空檔時，輸入軸上的齒輪沒有一個受到驅動。這就有效地避免了發動機空轉狀態下的齒輪撞擊。
如上所述，采用輸出齒輪減速型，就可以基本上克服前述的傳統的輸入齒輪減型裝置中存在的問題。然而，即使是輸出齒輪減速型裝置也存在其自身的問題或某些有待改進的結構特征。例如，輸出齒輪減速型裝置存在著與副軸轉速(轉/分)增高相關的問題。下面將詳細討論這一問題。
在傳統的輸入齒輪減速型情況下，副軸的轉速根據輸入軸和副軸之間的變速齒輪對的傳動比而降低，該傳動比基本是固定的與檔位無關。換言之，不管檔位如何，副軸的轉速總低于輸入軸的轉速(轉/分)。然而，在傳統的輸出齒輪減速型裝置中，副軸的轉速將隨著根據檔位所選定的齒輪時的傳動比而變化，并且在某個或某些高速檔時，副軸的轉速值將高于輸入軸的轉速。因此，對某一給定的傳動比而言，輸出齒輪減速型裝置中在某個或某些高速檔位下的副軸轉速將大大高于相同條件下在輸入齒輪減速型中的副軸轉速。
如上所述，輸出齒輪減速型中的副軸傾向于在高于輸入軸轉速的情況下被驅動。這一特點看來導致了下述的一些問題。
在輸出齒輪減速型中，副軸的轉速取決于選定齒輪對的傳動比與發動機轉速的乘積。因此，與只隨發動機轉速而變化而與選定傳動比無關的輸入軸轉速相比，副軸轉速的變化范圍就可獲得的所有換檔檔位而言是很大的。這尤其涉及到與輸入軸相比副軸對半徑尺寸變化的敏感性，其結果是很大的載荷可能會作用于副軸的支承軸承。
在另一方面，在輸入軸和副軸上的變速齒輪通常為斜齒輪，因此，在動力從輸入軸傳至副軸時，一個基本上與傳動扭矩成比例的推力作用在輸入軸上。考慮到傳動扭矩根據選定的傳動比而變化，因而作用在輸入軸上的推力也隨該傳動比而變化。這點在輸出齒輪減速型裝置中是確切無疑的。這點與輸入齒輪減速型也恰成對比，在后者中，由輸入軸和副軸上的變速齒輪所產生的推力是主要的考慮對象，以及推力的變化范圍大大小于輸出齒輪減速型中的變化范圍。因此，盡管在輸出齒輪減速型中可獲得的最低傳動比要高于輸入齒輪減速型中的最低傳動比，但對于給定的驅動力、給定的螺旋角、以及輸入軸和副軸上變速齒輪之間給定的齒與齒之間的嚙合強度而言，作用在輸出齒輪減速型的輸入軸上的推力仍有可能大于輸入齒輪減速型中的相應推力。
若采用很大的增強型軸承以提高支承剛性，雖然可以緩解上述問題，但采用大型軸承就難以提供結構緊湊的輸出齒輪減速型傳動裝置。
然而，于1990年4月3日公開的日本專利申請公開No.2-93151(相應于1991年5月14日頒布的美國專利No.5014567)看來已經提供了一種用在輸出齒輪減速型裝置中的軸支承裝置。按照這種已知的軸支承裝置，根據輸入軸和副軸需要支承的位置，采用相應的滾珠軸承和滾柱軸承。特別是對于輸入軸和副軸的一個需要支承的特定位置，采用了型式和尺寸上相互一致的幾個軸承。因此，顯然已經發明了這種已知的軸支承裝置而無需特別關注轉速變化范圍方面的差別以及推力變化范圍方面的差別。
還有一個與副軸的支承有關的問題，如前所述，輸出齒輪減速型裝置中的副軸傾向于在高于輸入軸轉速的情況下被驅動，這涉及到與副軸的支承相關的另一個問題。在輸出齒輪減速型裝置中，從輸入軸輸入的驅動扭矩是根據輸入軸上選定的變速齒輪與副軸上與之相嚙合的變速齒輪兩者所確定的選定傳動比而降低，很大的扭矩要作用在這些確定了選定傳動比的變速齒輪上，以致于造成齒與齒之間的嚙合有發生改變的傾向。即使是在給出選定傳動比的變速齒輪對發生極小距離的徑向或軸向移動的情況下，也會由這些齒輪產生出撞擊和/或摩擦聲，最終導致齒輪的加速摩損。
例如，根據雜志Proc.Insts.Mech.Engrs.1974第188卷(74年12月)第169～187頁所公開的輸出齒輪減速型傳動裝置，其中的包括輸入軸和輸出軸的每一根主軸，以及副軸都轉動地支承在軸的輸入端和變速齒輪對的輸入及輸出端處。具體地說，主軸和變速齒輪對的輸入端處由圓錐滾柱軸承來支承，而變速齒輪對的輸出端處則由滾珠軸承轉動地支承。
盡管采用了上述參考文獻所公開的軸支承裝置后，由于變速齒輪對相對的兩端處得到支承，從而支承剛度在某種程度上是令人滿意的，正是傳動齒輪通過圓錐滾柱軸承在軸向方向上牢固地保持定位，而變速齒輪對在軸向方向的位置無法充分保持定位。
在圍繞副軸設置同步器時發現了輸出齒輪減速型裝置的另一個問題。具體說，在輸出齒輪減速型裝置中，副軸通常位于輸入輸出軸的下方，副軸通常沉入到貯存在傳動器殼體內的一定數量的潤滑油中。這就是說，根據潤滑油的物理狀況，為實現換檔則需要一定大小的作用力，即，需要操作者向即將變位的換檔桿施加一定大小的作用力。這點將作詳細的討論。
如上所述，輸出齒輪減速型裝置中的副軸在低速傳動時以低轉速圍繞其自身的縱向軸線轉動，而在高速傳動時以高轉速轉動。因此，沉有副軸的潤滑油受到變化的剪切力。副軸的轉速愈高，作用在副輪上的剪切力也愈大，反之亦然。作用于潤滑油的剪切力隨之又造成潤滑油溫度的升高，其升高率隨剪切力的大小而變化。一般來說，在高速傳動時潤滑油的溫度是相當高的，而在低速傳動時則很低。傳動器殼體中受溫度影響的潤滑油的粘度在最高速檔位時很低，在最低速檔位時粘度則很高。
由于上述原因，在輸出齒輪減速型裝置中圍繞副軸安裝的同步器，在低速傳動時由于潤滑油粘底高，就需要很大的換檔力；在高速傳動時由于潤滑油粘度低，則只需要很小的換檔力。于是，對于這種同步器圍繞副軸安裝的已知的輸出齒輪減速型裝置來說，為實現選定傳動比所需的換檔力將隨著換檔桿檔位的不同而有很大的變化。
另外，若在一種其副軸轉速大大高于輸入軸轉速的輸出齒輪減速型裝置中，如果所有的同步器都象前述歐洲公開文獻建議的那樣圍繞著輸入軸設置，那么輸入軸上的所有齒輪則都必須是空轉齒輪，即，可獨立于輸入軸而轉動。而且，對同樣都具有很高傳動比的第一速齒輪對和倒檔齒輪對而言，每一齒輪對中的那個尺寸較小的齒輪也必須是輸入軸上的空轉齒輪。
因此，如下文將詳細討論的那樣，在某個或某些高速檔位時，所述齒輪對中的各個空轉齒輪將相對于輸入軸以很高的速度空轉，這就有可能導致這些空轉齒輪的相應的軸承發生意外的滯附現象。尤其是倒檔齒輪對中的空轉齒輪，它通過空轉惰輪沿著與輸入軸上其它空轉齒輪轉動方向相反的方向轉動，其相對于輸入軸的轉速差會變得非常大。
盡管不是專門致力于解決傳統的輸出齒輪減速型裝置中的上述問題，但例如1990年4月3日公開的日本專利公開No.2-93151(相應于1991年5月14日頒布的美國專利No.5,014,567)提出了另一種輸出齒輪減速型裝置，其中，除了3-4速同步器以外，其它同步器都圍繞著副軸設置，而且其倒檔齒輪對位于最靠近傳動器殼體的輸入側端壁的位置。按照同步器的這種布置，對同樣都具有很高傳動比的第一速齒輪對和側檔齒輪對而言，每一齒輪對中的那個比另一齒輪具有更小直徑的齒輪就是一個可以與輸入軸一起轉動的固定齒輪，因此就可以有效地解決上述的關于軸承滯附的問題。
如本領域技術人員公知的那樣，在無論哪種類型的傳動裝置中，向各個齒輪對各自的嚙合區，向空轉齒輪的相應軸承處和/或其它任何需要潤滑的部位提供潤滑油通常是借助于裝在副軸上從而與副軸一起轉動的某些副軸齒輪，通過將貯存于傳動器殼體底部的潤滑油向上攪起來而實現的。向上攪起來的大部分潤滑油撞到傳動器殼體的內壁上，然后由于重力沿著殼體內殼流下來，并且在重新將它們提供到嚙合區、軸承處和/或需要潤滑的其它部位處之前在與傳動器殼體內殼相接觸時得到冷卻。
另一方面，當汽車突然加速或減速，或行駛在斜坡上時，貯存在殼體中的潤滑油液面相對于殼體傾斜到這樣的程度，以致于安裝在靠近副軸端部處的那個副軸齒輪不再能夠將潤滑油向上攪起，但潤滑油仍將由裝在副軸中部的一些副軸齒輪向上攪起。在這種情況下，如果裝在副軸中部的這些副軸齒輪具有很小的直徑，被向上攪起的潤滑油的數量將不能滿足要求，因而需要潤滑的各部位將不能充分地被潤滑。
在輸出齒輪減速型裝置中，副軸的轉速如前所述在某個或某些高速檔位時高于輸入軸的轉速，副軸轉動時通過某些副軸齒輪向上攪起潤滑油的那種齒輪布置方案會帶來這一問題，即潤滑油的攪動阻力將隨著副軸轉速的增加而增大，并且伴隨有潤滑油的溫度較之與輸入齒輪減速型裝置相比有著相當大的升高，最終導致難以保持良好的潤滑。
如果減少傳動器殼體中的潤滑油數量，以便降低殼體底部的潤滑油液面，從而減小攪動阻力，就可以大致解決上述這一問題。然而降低潤滑油的液面隨之帶來另一個，但都是損害性的問題，即，副軸轉動時通過某些副軸齒輪向上攪起的潤滑油數量不能滿足需求。在例如上述美國專利所公開的現有技術的輸出齒輪減速型裝置中，由于帶有最大半徑副軸齒輪的倒檔齒輪對安裝在最靠近傳動器殼體的輸入側端壁處，對上述那些問題便可以有充分的認識。
鑒于上述情況，本發明的目的是要提供一種改進的輸出齒輪減速型傳動裝置，其設計使得即便在傳動器殼體中的潤滑油液面發生傾斜的情況下也能夠保證傳動裝置組成元件的良好潤滑。
本發明的另一目的是提供一種改進的上述類型的傳動裝置，增強它的支承剛性，以便轉動地支承住輸入軸和副軸，抵卸可能施加在軸上的徑向的和軸向的載荷。
本發明的另一目的是提供一種改進的上述類型的傳動裝置，其中承受很大扭矩的任一齒輪對抵御徑向的和軸向的載荷獲得牢固的支承，從而消除任何可能的齒輪撞擊，以及增加傳動裝置的使用壽命。
本發明更進一步的目的是提供一種改進的上述類型的傳動裝置，其中通過在預定的檔位上改變同步器的類型，基本上消除了換檔所需作用力的任何變化。
為此，本發明提供了一種多傳動比的傳動裝置，該裝置包括殼體，殼體具有彼此相對的輸入端壁和輸出端壁以及位于殼體底部的蓄油室；輸入軸具有彼此相對的第一端和第二端并且轉動地支承在殼體的輸入端壁中，使輸入軸的第一端和第二端分別位于殼體的內部和外部；輸出軸具有彼此相對的第一端和第二端并且轉動地支承在殼體的輸出端壁中，使輸出軸的第一端和第二端分別位于殼體的內部和外部并使輸出軸相對于輸入軸同軸地轉動；具有彼此相對的第一端和第二端的副軸被設置在殼體中，它位于輸入軸和輸出軸的下方且平行于上述兩軸而延伸。
分別對應于不同傳動比的一些變速齒輪對包括安裝在輸入軸和輸出軸上的變速齒輪，其中的至少一個變速齒輪被安裝在輸出軸上與該軸一起傳動，其余的變速齒輪被安裝在輸入軸上并作為空轉齒輪可相對于輸入軸獨立地轉動，所述變速齒輪對還包括安裝在副軸上的副軸齒輪，其中的至少一個副軸齒輪被安裝在副軸上與該軸一起轉動并與所述的至少一個變速齒輪相嚙合，其余的副軸齒輪作為空轉齒輪可相對于副輪獨立地轉動，所述的至少一個副軸齒輪與所述的至少一個變速齒輪相互嚙合，這些變速齒輪和副軸齒輪相互成對，以構成分別對應于不同檔位的各變速齒輪對。
利用變速機構以改變從輸入軸直接地或借助于一個選定的齒輪對通過副軸而到達輸出軸的傳動路徑，變速機構包括一些轉速同步器，每個同步器是可操作的，以便有選擇地將分別位于同步器兩側的兩個鄰近空轉齒輪中的一個齒輪傳動連接到裝有這些鄰近空轉齒輪的輸入軸、輸出軸或副軸中的其中一個軸上，以使所選定的空轉齒輪能夠與所述的輸入軸、輸出軸或副軸一起轉動。位于從輸入軸直接通至輸出軸這一傳動路徑中的那個轉速同步器是圍繞著輸入軸設置的，而其余的轉速同步器則圍繞著副軸設置。所述的其余副軸齒輪具有相互不同的尺寸或直徑，它們沿著副軸的軸向方向以這樣的形式并列在副軸上，即，包容所有這些其余副軸齒輪且觸及這些其余副軸齒輪各自外周邊的包絡線呈現出通常的粗腰狀桶形，其中間部分相對于副軸徑向向外凸出。
參照附圖，通過下述結合優選實施例所作的描述，本發明的這些和其它的目的和特點將變得很清楚。在附圖中，相同的元件被標以相同的參考數字，其中，

圖1是根據本發明第一實施例的傳動裝置的縱向截面視圖。
圖2是傳動裝置所用的一個轉速同步器的局部的縱向截面視圖。
圖3是沿圖1中III-III線的橫截面視圖。
圖4是沿圖1中IV-IV線的橫截面視圖。
圖5是表示檔位與副軸轉速之間相互關系的曲線圖。
圖6是表示車速與裝在傳動裝置內的潤滑油的溫度之間相互關系的曲線圖。
圖7是表示車速與攪動阻力導致的扭矩損失之間相互關系的曲線圖。以及，圖8是類似于圖2的截面圖，表示了轉速同步器的一種改進形式。
特別參見圖1，首先介紹采用本發明的車用手動傳動裝置TM的概況。在圖中以縱向截面示意圖示出的傳動裝置TM包括一個傳動器殼體10，殼體中裝納著輸入軸或稱主軸Si，主軸適合于通過離合器1與發動機曲軸(未示出)傳動連接并且沿著平行于傳動裝置TM縱向的方向進行延伸；還裝有輸出軸So，輸出軸在其輸入端同軸地與輸入軸Si相連接，以便相對于輸入軸獨立地轉動，輸出軸的在另一端，即輸出端與推動軸(未示出)相連接，推動軸再通過差速齒輪裝置(未示出)例如與后輪軸(未示出)傳動連接。應當注意，輸入軸Si與輸出軸So的直接連接是這樣實現的將輸入軸Si的輸出端插入輸出軸So輸入端上的軸向凹口中，并在兩者之間設置滾針軸承B4。
傳動器殼體10中還裝納著副軸或稱中間軸Sc，它平行于輸入軸和輸出軸Si，So延伸并且其一部分位于輸入軸Si下方，另一部分位于輸出軸So的下方；殼體中還裝有例如第一速至第六速的齒輪對1G～6G。其中，第一速至第三速，第五速和第六速的齒輪對1G，2G，3G，5G和6G分別對應著傳動裝置TM中可獲得的第一速至第三速，第五速和倒檔的齒輪變速檔位，而第四速傳動則由輸入軸Si和輸出軸So之間的直接連接來實現。
在圖示的實施例中，傳動裝置TM是具有倒檔能力的五速型的，因而總共具有六個換檔檔位，即第一速至第五速以及倒檔的檔位。因此，傳動器殼體10中的齒輪對1G～3G、5G和6G分別對應著第一速至第三速、第五速和倒檔的檔位，以及第四速的齒輪對4G對應著輸入軸Si與輸出軸So之間的動力傳遞。
第一速的齒輪對1G包括安裝在輸入軸Si上與該軸一起轉動的第一速齒輪1Gi，和安裝在副軸Sc上可相對于副軸獨立轉動的且與第一速齒輪1Gi相嚙合的第一速副軸齒輪1Gc；第二速的齒輪對2G包括安裝在輸入軸Si上與該軸一起轉動的第二速齒輪2Gi，和安裝在副軸Sc上可相對于副軸獨立轉動的且與第二速齒輪2Gi相嚙合的第二速副軸齒輪2Gc；第三速的齒輪對3G包括安裝在輸入軸Si上可相對于該軸獨立轉動的第三速齒輪3Gi，和安裝在副軸Sc上與副軸一起轉動且與第三速齒輪3Gi相嚙合的第三速副軸齒輪3Gc；第四速的齒輪對4G包括安裝在輸出軸So上與該軸一起轉動的輸出齒輪4Go，和安裝在副軸Sc上與副軸一起轉動且與輸出齒輪4Go相嚙合的輸出副軸齒輪4Gc；第五速的齒輪對5G包括安裝在輸入軸Si上與該軸一起轉動的第五速齒輪5Gi，和安裝在副軸Sc上與副軸一起轉動且與第五速齒輪5Gi相嚙合的第五速副軸齒輪5Gc；以及倒檔的齒輪對6G包括安裝在輸入軸Si上與該軸一起轉動的倒檔齒輪6Gi，和安裝在副軸Sc上可相對于副軸獨立轉動且通過惰輪(未示出)以現有技術中公知的方式與倒檔齒輪6Gi相嚙合的倒檔副軸齒輪6Gc。
所示的傳動裝置TM是一種所謂的輸出齒輪減速型，其中正如下文將要詳細描述的那樣，構成第四速齒輪對4G的輸出齒輪4Go和輸出副軸齒輪4Gc相互間始終是直接嚙合的，于是當換檔桿2置于第一速至第三速、第五速和倒檔檔位中的任一檔位時，由輸入軸Si上的相應齒輪和副軸Sc上的相應齒輪所選定的傳動比所決定的副軸Sc的轉速便可以傳遞至輸出軸So。然而，應當注意，當換檔桿2置于第四速換檔檔位時，輸入軸Si直接與輸出軸So相連，從而以一種通過下文的描述將變得很清楚的方式驅使輸出軸So與輸入軸Si同步轉動，以及輸出軸So的轉動還通過第四速齒輪對4G傳至副軸Sc，使副軸Sc圍繞其自身的縱軸線空轉。于是，第四速的換檔檔位是一個直接傳動狀態，其中輸入軸Si和輸入軸So相互之間直接傳動。該第四速齒輪對4G最好位于靠近副軸Sc的輸出端和輸出軸So的輸入端。
傳動器殼體10有一些，例如三個，與殼體形成一體的腔壁11、12、13，它們從殼體內壁表面徑向向內延伸，并且沿傳動裝置TM的縱向方向相互間隔開。輸入側的腔壁、中間腔壁以及輸出側腔壁11～13裝有各種軸承，用以轉動地支承住輸入軸Si，輸出軸So和副軸Sc。其中的兩個分別由標號50和51標示的、裝在輸入側腔壁中用以支承輸入軸Si和副軸Sc的軸承，由前蓋15所覆蓋。前蓋15從外面固定到輸入側腔壁11上。
特別是，輸入軸Si的靠近第五速齒輪5Gi并且遠離輸出軸So的輸入端部分是由裝在輸入側腔壁11中的軸承50轉動地支承著的，而副軸Sc的靠近第五速副軸齒輪5Gc的輸入端是由同樣是裝在輸入側腔壁11中的軸承51轉動地支承著的。軸承50和51最好具有不同的類型。在圖示的實施例中，軸承50是滾珠軸承，而軸承51是滾柱軸承。其它的軸承包括裝在副軸Sc的輸出端上并且位于輸出副軸齒輪4Gc兩側的、分別以52和53標示的軸承；以及包括裝在輸出軸So的輸入端上并且位于輸出齒輪4G。兩側的、分別以54和55標示的軸承。
盡管軸承52至55中的各個軸承可以是任何已知類型的軸承，例如，滾珠軸承、滾柱軸承或其組合，但所有的這些軸承52～55通常可以采用圓錐滾柱軸承，以便各個軸承52～55能夠承受可能的徑向載荷和推力載荷。如現有技術中公知的那樣，圓錐滾柱軸承包括內圈和外圈，以及一些在內外圈之間運轉的圓柱滾子，它們的縱軸線傾斜地向外擴張。在圖示的實施例中，圓錐滾柱軸承52和53安裝在副軸Sc上并位于輸出副軸齒輪4Gc的兩側，它們的滾子朝著輸出副軸齒輪4Gc擴張；同樣地，圓錐滾柱軸承54和55安裝在輸出軸So上并位于輸出齒輪4Go的兩側，它們的滾子朝著輸出齒輪4Go擴張。
于是就很容易理解易受到很大扭矩的構成第四速齒輪對4G的輸出齒輪4Go和輸出副軸齒輪4Gc這樣就可以牢固地支承和定位，從而抵御徑向和軸向載荷，以便將齒輪4Go和4Gc中的一個或兩個的齒隙和任何可能的偏載摩損減低至最小程度。
下面描述本發明的齒輪布置，即各變速齒輪對1G～6G的設置方式。為此，將第五速齒輪對5G和第六速齒輪對6G的組合、第一速齒輪對1G和第二速齒輪對2G的組合、第三速齒輪對3G和第四速齒輪對4G的組合分別稱之為5-R速齒輪單元、1-2速齒輪單元、和3-4速齒輪單元。
在這些齒輪單元中，5-R速齒輪單元和3-4速齒輪單元分別位于傳動裝置TM的輸入側和輸出側，而1-2速齒輪單元一般位于5-R速齒輪單元和3-4速齒輪單元的中間。此外，在這些齒輪單元中，第六速齒輪對6G、第二速齒輪對2G、或第四速齒輪對4G分別位于第五速齒輪對5G、第一速齒輪對1G、或第三速齒輪對3G的輸出側。于是很容易看出，本發明的傳動裝置TM采用了這樣的齒輪布置即從傳動裝置TM的輸入側至輸出側依次排列著第五速齒輪對5G、第六速齒輪對6G、第一速齒輪對1G、第二速齒輪對2G、第三速齒輪對3G和第四速齒輪對4G。
如前所述，本發明的傳動裝置TM是輸出齒輪減速型，其中構成第四速齒輪對4G的輸出齒輪4G。和輸出副軸齒輪4Gc相互間直接傳動連接，其輸出齒輪4Go可相對于輸入軸Si轉動。采用這種輸出齒輪減速型時，盡管當換檔桿2置于第四速換檔檔位因而輸入軸Si和輸出軸So直接相互連接時，副軸Sc被驅動著繞其自身的縱軸線空轉，但當換檔桿2例如在發動機空轉狀態下被置于空檔位置時，副軸Sc將不會空轉。
1-2速齒輪單元包括1-2速同步器Ya，它圍繞著副軸Sc設置并且位于第一速副軸齒輪1Gc和第二速副軸齒輪2Gc之間，用于有選擇地在第一速副軸齒輪1Gc和副軸Sc之間或在第二速副軸齒輪2Gc和副軸Sc之間建立起傳動路徑。3-4速齒輪單元包括3-4速同步器Yb，它圍繞著輸入軸Si安裝并靠近輸出軸So，用于有選擇地在第三速齒輪3Gi和輸入軸Si之間或在輸入軸Si和輸出軸So之間建立傳動路徑。5-R速齒輪單元包括5-R速同步器Yc，它圍繞著副軸Sc設置并且位于第五速副軸齒輪5Gc和倒檔副軸齒輪6Gc之間，用于有選擇地在第五速副軸齒輪5Gc和副軸Sc之間或在倒檔副軸齒輪6Gc和副軸Sc之間建立起傳動路徑。1-2速同步器Ya和5-R速同步器Yc都安裝在副軸Sc上，這是因為分別與這些同步器相關的副軸齒輪1Gc、2Gc和5Gc、6Gc都是能夠相對于所在的軸獨立地轉動的空轉齒輪。然而3-4速同步器Yb則安裝在輸入軸Si上，這是因為3-4速齒輪單元的輸入齒輪，即第三速齒輪3Gi是能夠相對于所在的軸獨立地轉動的空轉齒輪。
轉速同步器Ya，Yb，Yc具有基本相同的結構，因此，這里只對其中之一，例如5-R速同步器Yc，特別參照圖2加以描述。
參見圖2，這里所示的5-R速同步器Yc是所謂的“單錐型”的，它包括一個以花鍵連接于副軸Sc(對同步器Yb而言則是輸入軸Si)的同步器輪轂21，一些間隔開的安裝在同步器輪轂21外周面上的同步鍵22，分別位于同步器輪轂21兩側的前后同步環或稱同步錐23和24，通常與前后同步錐23和24呈面對面位置關系的前后齒輪安裝嚙合環25和26，以及包括圍繞著同步器輪轂21安裝的同步套27，它可隨著連接于換檔桿2的換檔撥叉30的運動，沿著副軸Sc的軸向方向朝著相反的兩個方向中的某一方面滑動。
于是就這樣設計和布置每一個轉速同步器，使得按照換檔的要求，根據各同步器的同步套的運動方向，位于同步器兩側的齒輪中的一個齒輪就可以被連接到齒輪所在的軸上并與軸一起被驅動。更具體地說，參照圖示的實施例，當換檔桿2分別移至第一速或第二速檔位時，就可以操縱1-2速同步器Ya，以便有選擇地將第一速副軸齒輪1Gc和第二速副軸齒輪2Gc中的一個齒輪連接到副軸Sc上；當換桿桿2分別移至第三速或第四速檔位時，就可以操縱3-4速同步器Yb，以便有選擇地將第三速齒輪3Gi和輸入軸Si中的一個連接到輸入軸Si或輸出軸So上；以及當換檔桿2分別移至第五速或倒檔檔位時，就可以操縱5-R同步器Yc，以便有選擇地將第五速副軸齒輪5Gc和倒檔副軸齒輪6Gc中的一個齒輪連接到副軸Sc上。
在任何情況下，本發明實際所采用的轉速同步器可以是現有技術中所知的任一種結構，例如象歐洲專利申請No.219，240-A1或美國專利US5,014,567中所公開的那種。這些專利的內容在這里引作參考，而且為了簡便起見不再重申其細節。
綜上所述，按照換檔檔位建立起了下面的傳動路徑。
表1檔位 傳動路徑第一速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倒檔 Si→6Gi→(惰輪)→6Gc→(Yc)→(Sc)→4Gc→4Go→So為了論證本發明的有效性，用這種傳動裝置TM進行了一系列的實驗和模擬測試。傳動裝置中的各變速齒輪對1G～6G是這樣設計和布置的，使其對應著相應的換檔檔位具有下列的各傳動比表2換檔檔位第一速第二速第三速第四速第五速倒檔傳動比3.717 2.202 1.497 10.7913.402
對于這些特定的傳動比，在各個軸Si，Sc和So上的各個齒輪具有下列齒數表3齒數 齒數齒輪1Gi16副軸齒輪1Gc36齒輪2Gi24副軸齒輪2Gc32齒輪3Gi32副軸齒輪3Gc29齒輪4Go38副軸齒輪4Gc23齒輪5Gi48副軸齒輪5Gc23齒輪6Gi17副軸齒輪6Gc35倒檔惰輪 39在一系列的實驗和模擬測試中，用一個具有表2所列相同傳動比的輸入齒輪減速型裝置作為對比。
眾所周知，齒輪的預計使用壽命直接相關于齒輪齒根處的應力σ和齒輪的轉動次數N，這兩者有下列的關系σxN＝常數 (1)齒根應力正比于齒輪的傳動扭矩。因此，齒輪的預計壽命與傳動扭矩的X次冪和轉動次數N中的任一者成反比。
考慮到采用本發明的傳動裝置是輸出齒輪減速型的，其中在輸入軸Si至副軸Sc的傳動期間轉數不降低(也就是輸入軸Si的轉動扭矩沒有被放大)，因此，與那種變速齒輪對由固定齒輪對構成并且分別設在輸入軸和副軸上以便與軸一起轉動的輸入齒輪減速型的傳統傳動裝置相比，本發明裝置中除了第四速齒輪對4G外其它齒輪對1G～3G、5G的使用壽命都增加了。
因此，對于給定的使用壽命，與傳統的傳動裝置相比，本發明所使用的各變速齒輪就可以具有較小的直徑(節圓直徑)或厚度(齒面寬度)。然而應當注意，各變速齒輪的厚度能夠減小的程度出于對齒輪產生的碰撞聲的考慮而受到限制。于是為實現本發明的目的，減小各變速齒輪的徑向尺寸，從而減小輸入軸Si和副軸Sc之間的空間，這就使得傳動裝置TM的整體尺寸得以減小。
至于第四速齒輪對4G，由于副軸Sc的轉動如前面所述的通過第四速齒輪對4G的嚙合齒輪對，以減速方式傳至輸出軸So(并伴有轉動扭矩的增大)，與傳統的傳動裝置相比，第四速齒輪對4G的預計使用壽命將會減少。因此，在圖示的實施例中，第四速齒輪對4G中的每個齒輪都采用了一種加寬齒面的齒輪。與此同時，改善第四速齒輪對4G中每一齒輪的表面硬度而來用噴丸處理，以此補償第四速齒輪對4G使用壽命的減少。
除了上面所說的以外，眾所周知傳動裝置換檔時的換檔力Fs由下式公式表示Fs＝[(Ig+Ic)·Nd+Tr]/(CS·η) (2)其中，Ig表示齒輪組的慣性值，Ic表示離合器的慣性值，Nd表示轉速差(轉/分)，Tr表示轉動阻力，Cs表示同步能力，以及η表示連接效率。
這樣，換檔力Fs受到齒輪組和離合器各自慣性值Ig、Ic的很大影響。因此，如果減小這些慣性值，就可以減小換檔力。
下面的表4表示出了當各傳動裝置都置于第二速檔位時所列舉的慣性值的計算結果。在表4中，所有同步器都裝在輸入軸上的傳統的輸入齒輪減速型傳動裝置的所述慣性值給定為基準參照值100。同樣在表4中，對照1表示一種輸出齒輪減速型的比較型式，其中所有的同步器都裝在輸入軸上。對照2表示另一種輸出齒輪減速型的比較型式，其中只有5-R速同步器裝在副軸上而其余的同步器都裝在輸入軸上。以及對照3也表示另一種輸出齒輪減速型的比較型式，其中只有1-2速同步器裝在副軸上而其余的同步器都裝在輸入軸上。在本發明的傳動裝置TM中，已經表示和陳述過，1-2速和5-R速的同步器Ya和Yc裝在副軸Sc上，而另外的同步器Yb裝在輸入軸Si上。
表4慣性值輸入齒輪減速型(傳統的) 所有同步器都在輸入軸上100(對照1) 所有同步器都在輸入軸上28.8輸出齒輪減速型 (對照2) 5-R速同步器在副軸上 30.6(對照3) 1-2速同步器在副軸上 48.2(本實施例)1-2速和5-R速同步 51.4器在副軸上表4清楚地表明，將傳動裝置設計成輸出齒輪減速型就可顯著地降低慣性值。這樣就可以減小所需的換檔力，以及與傳統的傳動裝置相比，可以減小對每個同步器Ya～Yc的同步能力的要求。而對同步能力要求的減少最終可以導致減小每個同步器Ya～Yc尺寸的有益優點。
盡管作出了對表4的上述考慮，但顯然可以或值得推薦的是將所有的同步器Ya～Yc都設在輸入軸Si上以進一步減小慣性值。所示實施例的同步器Ya～Yc已象附圖所示那樣進行了專門的布置，以便基本上消除現在將要討論的與滯附有關的各種問題。
在輸出齒輪減速型中，副軸Sc的轉數根據換檔檔位而變化，在高速檔檔位時將高于輸入軸Si的轉數。這一點與傳統型的傳動裝置正相反，在傳統的裝置中，副軸是與輸入軸轉速成比例地被減速驅動。
圖5的曲線表示了在發動機轉速保持不變的情況下，輸出齒輪減速型和傳統型傳動裝置的副軸轉速(轉/分)之間的差別。在圖5的曲線中，實線所示的曲線表示輸出齒輪減速型裝置中的副軸Sc轉速隨檔位變化而變化的曲線；虛線所示的曲線表示傳統型裝置中的副軸轉速隨檔位變化而變化的曲線。從圖5可以很容易地理解，輸出齒輪減速型顯示出其副軸Sc的轉速隨檔位變化而變化，并且在高速檔位時副軸轉速大大高于傳統型中的副軸轉速。此外，在倒檔檔位時，副軸Sc以高于傳統型的轉速被驅動，但是沿著與第一速與第五速中任一檔位的轉速相反的方向轉動。
假定所有的同步器都象傳統型那樣裝在輸入軸上，例如象這里引作參考的歐洲專利EP0219240-A1所公開的傳動裝置那樣，那么輸入軸上的所有變速齒輪都必須是可相對于輸入軸轉動的空轉齒輪。尤其是第一速齒輪對和第六速齒輪對(即倒檔齒輪對)都具有很高的傳動比，這些齒輪對中的一個變速齒輪較之另外的變速齒輪具有更小的齒輪直徑，但它也必須是能夠相對于輸入軸轉動的空轉齒輪。因此，如果副軸轉速象前面說的那樣是增高的，那么該空轉齒輪在空轉時相對于輸入軸的相對轉速將變得非常高，以至于發生齒輪與軸滯附的不良現象。在倒檔齒輪于輸入軸上自由轉動的情況下，倒檔齒輪在惰輪的作用下沿著與輸入軸相反的方向轉動，因而在倒檔齒輪和輸入軸之間存在著很大的相對轉速差。
出于上述原因，在本發明的所示實施例中，用于有選擇地將第五速副軸齒輪5Gc和倒檔副軸齒輪6Gc其中之一連接到副軸Sc上的5-R速同步器Yb，以及用于有選擇地將第一速副軸齒輪1Gc和第二速副軸齒輪2Gc其中之一連接到副軸Sc上的1-2速同步器Ya如前面所述那樣都被裝在副軸Sc上，這樣，倒檔齒輪對6G或第一速齒輪對1G中的那個比另一齒輪具有更小直徑的變速齒輪，即倒檔齒輪6Gi或第一速齒輪1Gi，就可以固定安裝在輸入軸Si上與軸一起轉動。因此，這些齒輪6Gi和1Gi就能夠以始終相等于輸入軸Si轉速的預定轉速被驅動。
另一方面，各齒輪對6G或1G中具有較大的直徑的另一齒輪，即倒檔副軸齒輪6Gc或第一速副軸齒輪1Gc，作為可相對于副軸Sc獨立轉動的空轉齒輪被安裝在副軸Sc上，因而較之變速齒輪6Gi或1Gi具有較低的相對于副軸Sc的轉速。因此，在倒檔齒輪對6G和第一速齒輪對1G的輸入軸Si和空轉齒輪之間就不會發生象在輸出齒輪減速型中將同步器Ya和Yc都裝在輸入軸Si上時所發生的那種很大的轉速差。
然而，由于在輸出齒輪減速型中副軸的轉速如前所述在高速檔時相當高，因此所有安裝在副軸Sc上以便獨立于副軸而轉動的空轉齒輪1Gc，2Gc，5Gc和6Gc都帶有相應的軸承，在空轉時這些軸承都處在不良的潤滑狀態下。
為了便于這些軸承的潤滑，如圖1所示，位于傳動器殼體10最前面的輸入側腔壁11中設有油道16，它延伸貫穿整個輸入側腔壁11。油道16有一個通向蓄油室17的前端開口，蓄油室17位于輸入側腔壁11和前蓋15之間。應當注意，在前蓋15中供輸入油Si轉動地延伸穿過的軸承孔是由密封件15S進行流體密閉式封閉的，該密封件15S裝在前蓋15的圍繞軸承孔的周邊突緣中。油道16還有一個與前端相反方向的后端，它的開口通向傳動器殼體10的內部。盡管沒有專門予以表示，但在第五速齒輪對5G和第六速齒輪對(即倒檔齒輪對)6G的上方部位處設置了朝前傾斜的通常為槽形的油路，其前端正好位于油道16后端的上方。
副軸Sc中設有軸向油道Lc，它沿著副軸Sc的同軸方向延伸。該軸向油道Lc有一些徑向分支，從軸向油道徑向地向外延伸，通向裝在副軸上的空轉齒輪1Gc，2Gc，5Gc和6Gc的各自的軸承。
上述的油潤系統是這樣設計和構成的，被某些空轉的(以及隨后與副軸一起轉動的)齒輪向上攪起來的潤滑油撞到傳動器殼體10的內壁上，隨后由于重力沿著殼體10的內壁流下來，在被收集到槽形油路中以后，通過油道16就可以被有效地導入到蓄油室17中，然后通過蓄油室17導入到軸向油道Lc中，由此去潤滑空轉齒輪1Gc，2Gc，5Gc和6Gc的各自軸承。
如同傳統的手動傳動裝置的情形一樣，采用本發明的傳動裝置TM也有一定數量的潤滑油容納在傳動器殼體10的底部并達到如圖1中直線假想線所示的預定液面高度。向各個齒輪對1G～6G的齒輪嚙合區、輸入軸Si上空轉齒輪1Gi～3Gi，5Gi和6Gi的相應的各軸承處、和/或其它需要潤滑的部位提供潤滑油是通過副軸Sc上的某些與副軸一起轉動的副軸齒輪向上攪起潤滑油而實現的。大部分被向上攪起的潤滑油撞到傳動器殼體10的內壁上，然后由于重力沿著殼體10的內壁流下來，并且在被重新提供到齒輪嚙合區、軸承處和/或其它需要潤滑的部位之前在與殼體10內壁的接觸時得到冷卻。
應當注意，只要是汽車發動機處于靜止即未被發動，如在圖1中以假想直線所示的殼體10中的潤滑油液面便處在高于該假想直線所示的液面高度處，具體說，液面處在鄰近副軸的縱向軸線處。然而，一旦汽車發動機被驅動，由于潤滑油如前所述被向上攪起，殼體10中的潤滑油液面便降低到圖1中假想直線所示的位置處。
還應注意，在本發明中由于副軸Sc如前面所述被高速驅動，殼體10中的潤滑油數量就不能象在傳統傳動裝置中使用潤滑油那樣添加那么多的量。其原因下面將予以說明。
圖6所示的曲線表示，當傳動裝置TM被置于副軸Sc轉速達到最高值的第五速檔位時，潤滑油的溫度隨車速的變化而變化的曲線。
在圖6的曲線中，曲線A1表示輸出齒輪減速型傳動裝置的潤滑油溫度變化，該裝置中所用的潤滑油數量基本等于傳統傳動裝置中所用的潤滑油數量；曲線A2表示輸出齒輪減速型傳動裝置的潤滑油溫度變化，該裝置中所用的潤滑油數量少于傳統傳動裝置中所用的潤滑油數量；以及曲線A3表示輸入齒輪減速型(也就是這樣一種類型，即無論檔位如何副軸的轉速是固定的并與輸入轉速成比例)的傳動裝置的潤滑油溫度變化，其中所用的潤滑油數量基本等于傳統傳動裝置中所用的潤滑油數量。
也是在圖6中，曲線C表示潤滑油溫度的計算值隨車速變化而變化的曲線，該曲線是將齒輪嚙合所導致的扭矩損失考慮在內并根據下面的公式(3)而計算出來的，公式中利用了實際車輛中的潤滑油溫度數據(如圖6所示)，還利用了實際測定的攪動阻力數據(如下面結合圖7將要討論的)。
現在參照圖7，圖中的曲線表示了攪動阻力導致的扭矩損失相對于車速和輸入軸轉速的變化情況。在這個圖中，曲線B1、B2、B3分別是由圖6中的曲線A1，A2，A3所相應的傳動裝置所呈現出的特征曲線。
在考慮用以計算單位時間內的溫升和熱釋放值的諸公式時，下面的公式(3)可作為用來說明潤滑油溫度穩定時的熱平衡的公式。如前所述，圖6中的曲線C是利用公式(3)得出的計算結果。
TD·2π·N/60＝K·(T1-T2) (3)其中，TD表示由于齒輪嚙合及攪動阻力導致的總的扭矩損失，N表示輸入轉速；K表示熱釋放系數，它是一個取決于傳動裝置外形和冷卻空氣氣流的常數并隨著副軸轉動時潤滑油被某些副軸齒輪所能夠攪起的程度而變化；T1表示潤滑油的溫度；T2表示環境溫度。
至此就已經清楚了在輸出齒輪減速型中，最好減少傳動裝置中所使用的潤滑油的數量，以便抑制潤滑油溫度的升高。應當注意，通過減少輸出齒輪減速型傳動裝置中使用的潤滑油數量從而避免攪動阻力的增大，就可以有效地避免任何可能發生的傳動裝置效率的降低。
參照圖3和圖4，為了避免傳動器殼體10底部的任何可能的向外凸出，從而使傳動裝置TM可以更為緊湊地裝配，殼體10的底部是這樣成形的；使其呈現出與副軸Sc上任一副軸齒輪的輪廓曲率相一致的外凸的弧形截面形狀。此外，在與副軸齒輪5Gc，6Gc，1Gc～3Gc中的任一個對齊的蓄油部分和與輸出副軸套4Gc對齊的蓄油部分之間設有一個下凹的油路10a，以便在上述兩個蓄油部分之間建立起流暢的溝通。
應當注意，當汽車突然加速、減速或沿著沿著斜坡行駛時，如圖1中單點劃線所示，傳動器殼體10中貯存在副軸Sc下方的潤滑油的液面相對于殼體10傾斜到這樣的程度，以至于安裝在靠近副軸Sc端部的那個副軸齒輪不再能夠向上攪起潤滑油，但潤滑油仍將被裝在副軸Sc中部的一些副軸齒輪向上攪起。在這種情況下，如果裝在副軸Sc中部的這些副軸齒輪具有很小的尺寸或直徑，被向上攪起的潤滑油的數量將不能滿足要求，因而需要潤滑的各部位將不能充分地被潤滑。
為了克服上述問題，根據所示的實施例，一些較大尺寸或直徑的副軸齒輪被安裝在副軸Sc的中部。更具體地說，從傳動裝置的輸入側至輸出側，副軸齒輪1Gc，2Gc，5Gc和6Gc以圖1所示這樣一個特定的順序安裝在副軸Sc上。換言之，就三個齒輪單元而言，1-2速齒輪單元位于副軸各列齒輪單元的中部；就六個齒輪對1G～6G而言，從傳動裝置TM的輸入側至輸出側，各齒輪對的排列順序為，5G，6G，1G，2G，3G和4G。關于副軸齒輪，具有最高傳動比的第一速副軸齒輪1Gc位于各列副軸齒輪的中部，第五速副軸齒輪5Gc靠近副輪的輸入側，以及具有次高傳動比的倒檔副軸齒輪6Gc則位于上述兩者之間。
通過將副軸齒輪1Gc～6Gc以上述方式布置在副軸Sc上，就可以很容易地理解與副軸齒輪的朝下的且面對殼體10底壁的各個輪齒相接觸的包絡線，如圖1中假想線Lh所示，呈現出一條平滑的曲線，其中間部分離開副軸Sc最遠。
因此，即便汽車突然加速或減速，或是行駛在斜坡上，使得殼體10中的潤滑油液面如圖1中單點劃線所示相對于殼體10傾斜到這樣的程度，以至于安裝在靠近副軸Sc端部的一個副軸齒輪不再能夠向上攪起潤滑油，但潤滑油仍然可由布置在各列副軸齒輪中部的一些副軸齒輪有效地向上攪起，即副軸齒輪1Gc，2Gc和6Gc，從而很好地潤滑各個需要潤滑的部位。于是按照本發明，盡管只用了很少量的潤滑油，但即使殼體10中的潤滑油的液面象前面所述那樣傾斜，也可以有效地保證有充分數量的潤滑油被向上攪起。
特別是由于構成1-2速齒輪單元組成部分的具有最大徑向尺寸的第一速齒輪1Gi和具有第三大徑向尺寸的第二速副軸輪2Gc，都位于副軸Sc上各列副軸齒輪的中部，以及由于具有第二大徑向尺寸的倒檔副軸齒輪6Gc緊鄰著第一速副軸齒輪1Gc，第一速副軸齒輪1Gc位于自由轉動地安裝在副軸上的各列齒輪的中部，這樣就可以在某些副軸齒輪空轉時以及隨后與副軸Sc一起被驅動時，無論潤滑油的液面如何，也就是無論汽車是否突然加速或減速，也無論汽車是否行駛在斜坡上，都可以有效地和很好地將殼體10中的潤滑油向上攪起。
參照圖8，圖中示出了為了基本上避免由于檔位不同而需要改變換檔力的大小所設計出的所謂“雙錐型”同步器的主要部分，從而使得無論殼體中潤滑油的粘度如何不同都可以采用大致相同的換檔力。盡管前述實施例中的各同步器都是單錐型的，這些同步器中的一些或全部都可由雙錐型同步器替換。與單錐型同步器相比，雙錐型同步器的優點在于，換檔操作時不需要很大的作用力，也就是具備很高的同步能力。然而，在本發明的另一優選實施例中，出于前述的原因，雙錐型同步器只用在第一速和第二速傳動中，也就是只在第一速副軸齒輪1Gc和第二速副軸齒輪2Gc之間圍繞著副軸Sc使用雙錐型同步器。
現在參照圖8描述雙錐型同步器的細節，圖中只示出了雙錐型同步器中相互對稱的兩部分中面對第一速副軸齒輪1Gc那部分的截面。如圖所示，雙錐型同步器包括一個以花鍵連接在副軸Sc上的同步器輪轂19a；一個圍繞著同步器輪轂19a安裝的并與輪轂19a以花鍵相連的可軸向滑動的套19b，它能夠根據與換檔桿相連的換檔撥叉的運動(撥叉未表示在圖8中，但以標號30表示在圖2中)，在副軸Sc的軸向方向上沿著相反的兩個方向中的某一方向相對于輪轂作軸向移動；一些圍繞著同步器輪轂19a安裝的同步鍵19f，它們被容納在輪轂19a和19b之間所確定出的一個環形槽內；外錐(即同步環)19c，它帶有錐形的徑向內表面；連接在同步器輪轂19a上的內錐19d，它帶有錐形的徑向外表面，外表面錐形的角度與外錐19c的徑向內表面的錐形的角度互補；以及包括中間錐(同步錐)19e，它通過同步齒輪19g可與副軸齒輪1Gc或2Gc傳動連接，并且被摩擦地夾在相鄰的內錐19d和外錐19c之間，以便從同步器輪轂19a向相關的齒輪19b，再向副軸齒輪1Gc或2Gc進行傳動。在這種雙錐型同步器中，外錐19c和同步器輪轂19a之間的配合面面積是如此之大，使得可以獲得很高的同步能力。
通過采用雙錐型同步器，根據換檔時同步套的運動方向，同步器兩側的齒輪中的一個齒輪就可以被連接到裝有這些齒輪的軸上并隨之與該軸一起被驅動。
盡管已經參照附圖結合優選的實施例對本發明作了描述，但應當注意，各種變化和修改對本領域的技術人員而言是顯而易見的。在本發明的范圍內，這些變化和修改將被理解為包括在由所附權利要求書所定義的本發明的范圍內。
權利要求
1.一種多傳動比的傳動裝置，該裝置包括殼體，殼體具有彼此相對的輸入端壁和輸出端壁以及位于殼體底部的蓄油室；輸入軸具有彼此相對的第一端和第二端并且轉動地支承在殼體的輸入端壁中，使輸入軸的第一端和第二端分別位于殼體的內部和外部；輸出軸具有彼此相對的第一端和第二端并且轉動地支承在殼體的輸出端壁中，使輸出軸的第一端和第二端分別位于殼體的內部和外部，所述的輸入軸和輸出軸同軸地相互對準；具有彼此相對的第一端和第二端的副軸被設置在殼體中，它位于輸入軸和輸出軸的下方且平行于上述兩軸而延伸；一些變速齒輪對分別對應于不同的傳動比，所述的變速齒輪對包括安裝在輸入軸和輸出軸上的變速齒輪，其中的至少一個變速齒輪被安裝在輸出軸上與該軸一起轉動，其余的變速齒輪被安裝在輸入軸上并作為空轉齒輪可相對于輸入軸獨立地轉動，所述變速齒輪對還包括安裝在副軸上的副軸齒輪，其中的至少一個副軸齒輪被安裝在副軸上與該軸一起轉動，其余的副軸齒輪作為空轉齒輪可相對于副軸獨立地轉動，所述的至少一個副軸齒輪與所述的至少一個變速齒輪相互嚙合，這些變速齒輪和副軸齒輪相互成對，以構成分別對應于不同檔位的各變速齒輪對；該裝置還包括變速機構，用以改變從輸入軸直接地或借助于一個選定的齒輪對通過副軸而到達輸出軸的傳動路徑，其特征在于所述的變速機構包括一些轉速同步器，每個同步器是可操作的，以便有選擇地將分別位于同步器兩側的兩個鄰近空轉齒輪中的一個齒輪傳動連接到裝有這些鄰近空轉齒輪的輸入軸、輸出軸或副軸中的其中一個軸上，以使所選定的空轉齒輪能夠與所述的輸入軸、輸出軸或副軸一起轉動；位于從輸入軸直接通至輸出軸這一傳動路徑中的那個轉速同步器是圍繞著輸入軸設置的，而其余的轉速同步器則圍繞著副軸設置，以及，所述的其余副軸齒輪具有相互不同的直徑，它們沿著副軸的軸向方向以這樣的方式并列在副軸上，即，包容所有這些其余副軸齒輪且觸及這些其余副軸齒輪各自外周邊的包絡線呈現出通常的粗腰狀桶形，其中間部分相對于副軸徑向向外凸出。
2.如權利要求1所述的傳動裝置，其特征在于，所述的變速齒輪對至少分別對應于與第一速、第二速、第三速和第四速四個檔位相應的傳動比，所述的包絡線具有中間部分相對于副軸徑向向外凸出的形狀，最大直徑的副軸齒輪因而大致位于所有所述的其余副軸齒輪的中央。
3.如權利要求1所述的傳動裝置，其特征在于，所述其余副軸齒輪中具有最大直徑的那個齒輪大致位于所有其余副軸齒輪的中央。
4.如權利要求1至3中任一項所述的傳動裝置，其特征在于，還提供了一個第一軸承，通過該軸承使輸入軸的遠離輸出軸的第一端轉動地支承在傳動裝置的殼體中；以及一個第二軸承，通過該軸承使緊位于輸入軸下方的副軸上的第一端轉動地支承在傳動裝置殼體中；所述的第一和第二軸承具有相互不同的類型。
5.如權利要求4所述的傳動裝置，其特征在于，第二軸承具有的承受徑向載荷的能力高于第一軸承所具有的相應能力。
6.如權利要求4所述的傳動裝置，其特征在于，第一軸承是滾柱軸承，以及第二軸承是滾珠軸承。
7.如權利要求1至6中任一項所述的傳動裝置，其特征在于，還提供了一個圓錐滾柱軸承，通過該軸承使副軸的第二端轉動地支承在傳動裝置的殼體中，所述的圓錐滾柱軸承具有沿著副軸軸向方向的錐形支承面。
8.如權利要求1至3中任一項所述的傳動裝置，其特征在于，還提供了一個第一軸承，通過該軸承使輸入軸的遠離輸出軸的第一端轉動地支承在傳動裝置的殼體中，以及提供了第二軸承和第三軸承，通過這些軸承使輸出軸的第一端轉動地支承在傳動裝置的殼體中，所述的第二軸承和第三軸承分別位于前述的安裝在輸出軸上與該軸一起轉動的至少一個變速齒輪的兩側；還提供了一個第四軸承，通過該軸承使緊位于輸入軸下方的副軸上的第一端轉動地支承在傳動裝置的殼體中；以及提供了第五軸承和第六軸承，通過這些軸承使副軸的第二端轉動地支承在傳動裝置的殼體中，所述的第五軸承的第六軸承分別位于前述與至少一個變速齒輪相嚙合的所述至少一個副軸齒輪的兩側，每個所述的第二、第三、第五和第六軸承都是圓錐滾柱軸承，具有沿著諸軸的軸向方向的錐形支承面。
9.如權利要求8所述的傳動裝置，其特征在于，所述每個第二和第三軸承分別具有面朝變速齒輪向外擴張的端部；每個第五和第六軸承分別具有面朝副軸齒輪向外擴張的端部。
10.如權利要求1至9中任一項所述的傳動裝置，其特征在于，低速傳動所用的轉速同步器當中的一個同步器具有比其余同步器更大的同步能力。
11.如權利要求10所述的傳動裝置，其特征在于，其中一個轉速同步器是雙錐形型同步器，而其余的轉速同步器都是單錐型同步器。
12.如權利要求11所述的傳動裝置，其特征在于，雙錐型同步器用于選擇第一速或第二速傳動。
全文摘要
手動傳動裝置,包括殼體,同軸的輸入軸和輸出軸,以及容納在殼體中且位于輸入/輸出軸下的副軸。輸入和輸出軸上裝有一些與不同檔位相對應的不同尺寸的齒輪,副軸裝有相應數量的與輸入/輸出軸上的齒輪配對的不同尺寸的副軸齒輪。一些副軸齒輪是空轉齒輪,它們沿軸向方向并列在副軸上,使得觸及這些副軸齒輪外周邊的包絡線呈現出中部相對于副軸徑向向外凸出的粗腰狀的桶形。
文檔編號F16H3/091GK1170838SQ97111628
公開日1998年1月21日 申請日期1997年3月29日 優先權日1996年3月29日
發明者豐田英夫, 龜田修, 坂本健二 申請人:馬自達汽車株式會社