CN103256343A

CN103256343A - 具有中间轴轴向移动的变速器

Info

Publication number: CN103256343A
Application number: CN2012102925262A
Authority: CN
Inventors: 李建文; 窦佩玲; 李俊逸
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2011-08-19
Filing date: 2012-08-16
Publication date: 2013-08-21
Also published as: US20130042709A1; US9234567B2

Abstract

一种具有中间轴轴向移动的变速器,其包含一根输入轴、一根主轴含有至少一个档位齿轮、输入轴和主轴之间有多个中间轴及其齿轮、以及档位齿轮之间的同步器。主轴齿轮的内孔与相配的零件间隙配合。通过使用中间轴轴向移动的方法来达到输入轴齿轮和中间轴齿轮啮合之间、主轴齿轮和中间轴齿轮啮合之间、以及中间轴之间的载荷均布。所有中间轴都由两端的轴承或轴套支撑并旋转，并能轴向移动。所有齿轮都是斜齿轮。如果中间轴上的载荷不平衡，斜齿轮啮合时在中间轴上产生的轴向力使它轴向移动来达到扭矩均布。本发明展示了一种新颖和独特的主轴上带同步器的多中间轴变速器，通过中间轴轴向移动原理使多中间轴之间达到均载，而且同步器寿命极高。

Description

具有中间轴轴向移动的变速器

技术领域

本发明是关于变速器总成、档位变换装置和零部件用于传递动力和扭矩。更具体地说，本发明通过多个轴向浮动的中间轴来调节并均布载荷、防止磨损、提高零部件寿命、减少由于变速器多个中间轴之间的载荷不均所产生的噪音。本发明进一步提供负载均布，同时由于具有同步器使换档平顺，以防止这些组件由于大间隙的径向浮动而产生的过度磨损。

背景技术

许多变速器系统和换档机构已披露在现有技术中，其涉及到变速器中间轴和主轴零部件之间的载荷均布。其中包括已申请专利，在专利申请出版物上已出版的一般涉及到径向浮动零部件或设计，并含有载荷均布的方法。下面是与本发明最相关的几个专利，进一步强调了现有技术存在的弊端。

具体来说，美国专利号4640145，Vandervoort阐述了设计的多中间轴变速器总成减小工作过程中的整体噪音，因为一个齿轮的轮齿啮合和表面接触噪声是通过其独特的设计被减轻。具体来说，包括多个中间轴分总成的变速器，其中输入齿轮与中间轴齿轮是常啮合的。输入齿轮的齿轮齿距是不能被中间轴的个数整除，即输入齿轮与中间轴齿轮啮合时有一个时间间隔以减少噪音的产生。接触噪声没有放大，而是在多个中间轴之间偏移。Vandervoort变速器总成，是一个独特的、低噪音变速器，它不包含同步器。

另一个这样的设备是Loeffler的美国专利，专利号4807493，其中公开了一种双中间轴变速器总成，有一个浮动的主轴，在它的相邻的两端，没有内部或外部的轴承或其它支撑，即主轴由承载扭矩的齿轮支撑。这样的布局提供了一个真正扭矩分流到中间轴之间，主轴能够容纳轴之间的相对运动，不被轴承或支撑装置所约束。Loeffler发明的变速器有一个自动调心的主轴。

Richards的美国专利3611823披露类似Loeffler的设计的变速器总成，其中有一个浮动输入或主传动齿轮，相对于输入轴和主轴，它可以轴向方向的自由移动。一个连接输入轴和输入齿轮的耦合器允许输入齿轮相对于输入轴具有轴向摇摆运动来保持同心，中间轴以大致相同的速度一起旋转。Richards 发明类似Loeffler 的发明，没有披露中间轴的轴向移动，它接受无应力集中、约束、或其他磨损情况并来自输入轴的输入，否则，输入和输出轴的径向位移会产生对中间轴不均等的扭矩分配。

Wireman的美国专利6073506公开了多中间轴变速器，其中包括至少两个中间轴并有足够的齿轮侧隙，即使由于小的装配误差，也不防碍中间轴传输驱动扭矩，而且各中间轴分担大致相等的驱动扭矩。尽管有装配和制造缺陷，导致变速器总成内的齿轮接触不均衡，但Wireman发明了一种保持相等的载荷均分的方法。由于啮合齿轮副存在不可避免的接触不均等而导致扭矩分配的不均等，但侧隙给多个啮合齿轮之间的不一致提供了足够的间隙。Wireman的装置包含大的齿轮副之间的公差。

Richards发明的美国专利4709590公开了一种换档变速器，它有多个空间分布的中间轴和中间轴齿轮，被输入轴驱动并驱动主轴，还有主轴、主轴齿轮和离合器。变速箱齿轮是人字齿轮，保证传到齿轮的负荷会自动调整到一个位置，每个中间轴传递转矩负载大致相等。类似于Wireman的装置，Richards的装置包括一个新的齿轮设计，试图解决不平等的负载分布。

最后，Morrow的美国专利6374689披露的负载均衡的齿轮装置，采用了平衡机构在变速器内提供平等和最佳功率传输到几个中间轴上。他的变速器包括一输入轴和几根中间轴上的斜齿轮副啮合。为了获得均匀的动力分配到几根中间轴上，由一个杠杆机构组成的机械平衡装置安装到一个支点上，其中的杠杆机构允许摇摆运动来代替中间轴的负载不平衡。斜齿轮的不平衡负载产生的轴向载荷，将支住这个杠杆机构转到一个平衡位置。这样的设计，简单有效的平衡中间轴传动元件，需要一个共同的杠杆机构来操作，可能不与许多中间轴操作。

发明内容

针对现有技术中存在的问题，本发明提供一种具有中间轴轴向移动的变速器。该变速器可提供多根中间轴之间的扭矩均布，同时使用同步器来平顺的换档。

为实现上述目的，本发明技术方案为：

具有中间轴轴向移动的变速器，其包括：一根输入轴接受转动输入，该输入轴有至少一个输入齿轮；一根主轴提供转动输出，该主轴有至少一个主轴齿轮；还包括有至少一根中间的中间轴，在中间轴上有一个从动齿轮和至少一个主动齿轮。所说的至少一个输入齿轮与至少一个中间轴的从动齿轮啮合；所说的至少一根中间的中间轴被径向支撑和根据来自于所说的主轴齿轮和中间轴的从动齿轮啮合所产生的轴向载荷能轴向自由移动；一个中间轴主动齿轮与一个主轴齿轮啮合是为了所说的中间轴转动的输出。

进一步的，其中所说的至少一根中间的中间轴进一步包括两根或两根以上的中间轴；所说的两根或两根以上的中间轴通过其轴向移动，接受来自于输入轴的输入齿轮的相等的负载。

进一步的，所说的两根或两根以上的中间轴都是由至少两个轴承元件来旋转支撑，所说中间轴的轴向位移局限于两个轴承元件之间的向前和向后的轴向移动。

进一步的，其中所说的齿轮都是斜齿轮。

进一步的，其中所说的主轴还包括至少两个可选档位和每个可选档位之间的同步器。

进一步的，其中所说的主轴齿轮内孔与主轴齿轮内孔相配的零件径向间隙配合。

进一步的，其中所说的主轴进一步连接到一个范围档换档的副箱，所说的副箱通过可进一步轴向移动的中间的中间轴零部件连接到一根输出轴。

上述技术方案的有益之处在于：

本发明的目的是提供一个新的和改进的多中间轴变速器总成，有现有技术的优点，不存在其缺点。

本发明的另一个目标是提供一个多中间轴变速器总成，其多根中间轴可轴向自由浮动，允许多中间轴和其上齿轮可轴向调整并到达来自输入轴的负荷均布。

本发明的另一个目的是提供一个多中间轴变速器总成，包含可移动的多根中间轴和同步器，来改进用户换档的平顺性。

本发明的另一个目的是提供一个多中间轴变速器总成，它的整体轴向尺寸短，体积紧凑，功率密度高，承载能力超过现有的径向浮动的中间轴变速器。

本发明的另一个目的是提供一个多中间轴变速器总成，减少了中间轴和输入轴组件及同步器的磨损，降低了变速器的谐波，并进一步降低在操作过程中的变速器噪声。

本发明的最终目标是提供一个多中间轴变速器总成，可以在许多场合应用，包括汽车、重工业和其他类似的需要齿轮变速、档位变换变速器或动态组件运行的应用场合。

众所周知，无论是驱动车辆的车轮或在生产过程中的机械部件的操作，汽车和其他机械的变速器是从旋转的动力源把输入功率传输和转化成一个适合的所需输出功率。一般的目标是建立一个高效、可靠的动态组件来接受相当大的负荷，不占用不必要的空间、能源消耗或降低整个过程的有效性。为了有效地传递大扭矩，与单中间轴变速器只有一根中间轴来承受全部扭矩不同，大多数使用多个中间轴的变速器把扭矩分流，以达到减少各零部件的尺寸，并使整个变速器尺寸减少、重量减轻。但为了达到同样的扭矩要求，单中间轴变速器的尺寸和重量将大大增加。特别的，使用几根中间轴把扭矩分流到几组齿轮副和几根中间轴后，虽然装配的零件数量增加了，但可以显着减少中心距和每个零件的尺寸。因此，与不采用扭矩分流的大的零部件的变速器相比，这类变速器能在有效的空间内安置零部件，使整个变速器轴向尺寸和总重大大减少。

有关把变速器输入扭矩分流到几根中间轴上，首要关注的问题是载荷传递的不平衡和啮合齿轮副之间的啮合不平衡的可能性。设计上，能够使多个齿轮副都达到完美的啮合，但实事上，由于设计、制造和装配公差，将不可避免地导致了齿轮副之间的啮合失配，进一步加剧了他们的动态性质之间的不匹配。非同时的啮合和载荷不均等，会使变速器造成过度磨损，减少部件的寿命，过早的系统故障和谐波。来自于载荷的不均布而产生的不均匀磨损乃至彻底的失效，已成为有效地把输入载荷均匀分配到中间轴并耐用的一个障碍。

本发明提供一种改进的变速器总成，有多个中间轴，并装配有同步器，并进一步能使输入轴到多个中间轴之间的载荷均布。最传统的双和多个中间轴变速器允许主轴和主轴齿轮自由的径向运动来实现载荷的均布。这种设计有很多优点，它已被证明是非常有效的，已广泛应用于汽车变速器总成中。但这种设计的主要缺点是无法使用同步器，因为齿轮的径向运动导致换挡时主轴齿轮圆锥面和同步器齿环局部接触和摩擦。其结果是产生快速磨损和过早失效，减少同步器的可靠性和使用寿命。因此在变速器中使用同步器并排除径向浮动零件对同步器的影响，并改善换档质量，是用户所期待的。

具体来说，本发明提供一种变速器，它的多个中间轴是径向固定的，当多个中间轴齿轮与主轴齿轮啮合时，允许中间轴轴向浮动来到达中间轴上的扭矩均布。其中的中间轴齿轮都是斜齿轮并具有相同的旋向，由于中间轴轴向载荷的不平衡使中间轴都能在轴向双向移动以达到中间轴载荷均布。当换一个档位时，常啮合齿轮和即将换上档的中间轴齿轮将自动自调节或自调整来平衡中间轴上的载荷不平衡。常啮合齿轮和即将换上档的中间轴齿轮副将彼此啮合，因为斜齿轮将扭矩转换成轴向负荷，并使中间轴的载荷均布。

附图说明

图1是传统的双中间轴变速器结构示意图。

图2-1是一个同步器安装在传统的双中间轴变速器上的结构示意图。

图2-2是一个放大视图，显示了了图2-1中齿轮内孔和主轴花键大径的大的径向间隙。

图3是本发明变速器的中间轴轴向浮动和载荷均布的原理示意图。

图4是本发明运用于一个六档全同步器的双中间轴变速箱的结构示意图。

图5是本发明运用于一个十二档全同步器双中间轴变速箱的结构示意图。

图6是另一个示例中所有前进档带全同步器的五档双中间轴变速器结构示意图。

图7是另一个示例中所有前进档带全同步器的十档双中间轴变速器结构示意图。

图8是另一个示例中所有前进档带全同步器的四档双中间轴变速器结构示意图。

图9是另一个示例中所有前进档带全同步器的八档双中间轴变速器结构示意图。

图10是另一个示例中所有前进档带全同步器的十六档双中间轴变速器的结构示意图。

具体实施方式

现结合附图和实施例说明本发明。

所作的参考与这些附图有关。像参考的数字用于所有附图，用于描绘一样或类似的具有轴向调整的中间轴变速器总成的元素。提出简短和清晰的描述本发明的目的，作为首选的实例，将讨论用于输入轴和多个中间轴之间扭矩的均匀传递，以防止在操作过程中的磨损，谐波和高噪声。这些附图是仅用于代表目的，不应被视为在任何方面的限制。

图1显示了一个传统的多速双中间轴变速器的截面图，其中可视的第一根中间轴分总成8与第二根中间轴分总成（未显示）平行于主轴14，并绕主轴在圆周方向相隔180°。变速器的主箱9有五个前进档和一个倒档，后副箱16有两个范围档。主箱9中包括一根输入轴1和对应的输入齿轮2，两个中间轴分总成，一根主轴14和主轴档位齿轮（例如：二档齿轮13）和三个滑动啮合套12，没有同步器；每根中间轴分总成8含有一根中间轴11和固定在该中间轴11上的中间轴档位齿轮（例如：二档齿轮10）。这一典型结构的中间轴分总成相对变速器壳体15和离合器壳体3不能轴向移动，因为它由板和螺栓4，球轴承6，卡环5和离合器壳体3固定。

这种传统的变速器设计，在主轴齿轮（例如：二档齿轮13）与两根中间轴齿轮（例如图示的第一根中间轴分总成8的二档齿轮10）啮合并传递扭矩时，寻求与主轴14的中心线对中，确保正确的齿轮齿面接触和啮合，并在两根中间轴上均匀传递扭矩。虽然对中的和载荷均布的变速器总成被设计了，但由于公差及生产过程中所产生的轻微加工缺陷、装配误差、不同的热梯度等都将引起主轴齿轮和中间轴齿轮之间的不平衡接触和啮合，可导致负荷传递的失衡，磨损和谐波的问题。主轴齿轮（例如：二档齿轮13）可能需要沿着径向向外偏离主轴14的中心，以实现负载分担均匀。这将需要在主轴14、滑动离合器12和主轴齿轮（例如：二档13）之间，以及主轴14的左端外径17和压入输入轴1内孔的衬套18的内孔之间都留大的径向间隙。这种传统的设计采用径向浮动原理达到两根中间轴的载荷均布，主轴齿轮和主轴14通过径向偏离其中心位置而找到新的平衡位置。这种类型的中间轴变速器，通过主轴及主轴齿轮的径向运动来达到中间轴之间的载荷均布，只能采用滑动啮合套12，不能使用同步器。

虽然有效，但这种传统的采用径向浮动原理的双或多中间轴变速器采用同步器时，将会导致严重的问题。当这种类型的变速器的主轴上的滑动啮合套被同步器取代，在换档时，为了中间轴载荷均布，主轴齿轮需径向浮动偏离主轴的中心，致使主轴齿轮锥面和同步环之间只有局部的摩擦接触，而不是完全的锥面接触。这将导致在换档时，同步器快速磨损，其寿命明显缩短，结果导致同步器过早失效，进一步换档质量降低，中间轴齿轮之间的均载也被大受影响，以致整个变速器失效。这些问题已经成为一直悬而未决的难题。本发明提出了一个有效的解决方法。

图2-1显示了传统的双中间轴变速器内安装了一个同步器的横截面视图。第一个齿轮32通过单键34 固定在第一根中间轴30上，而第二个齿轮33固定到第二根中间轴31上，其中两根中间轴和其上齿轮是绕主轴35空间均匀分布。安装在主轴35上并能自由旋转的一个主轴齿轮43与两根中间轴齿轮32和33啮合。齿轮43、32和33组成了变速器总成的一组齿轮副。主轴齿轮43的内孔41和主轴35的花键大径42之间存在一个大的径向间隙。通常由于制造和装配误差，中间轴上的第一个齿轮32和第二个齿轮33一般不能与相啮合的主轴35上的主轴齿轮43均布载荷，必须使主轴齿轮径向移动来达到两根中间轴齿轮的负荷均匀分布。例如，齿轮43的内花键50将向上推动耦合锥环39的外花键49，因此耦合锥环39将向上移动产生一个错位，与同步环38形成局部接触，导致应力集中，增加磨损和同步器过早失效。

同步器44通过花键联接安装在主轴35上，而同步器44由两个挡圈45和46轴向固定。当换到第二档时，同步器滑套36被拨叉（未显示在图2-1上）推向右边，力通过滑块37传到同步器摩擦环38的内摩擦锥面47，与和耦合锥环39的外摩擦锥面48产生局部摩擦接触，引起不均衡的接触。这就像以前详细解释的，两根中间轴为了获得载荷均布，主轴齿轮需径向浮动偏离主轴的中心，而产生的不均衡的锥面接触。因此，采用主轴及主轴齿轮径向浮动使中间轴之间均载的概念有其弊端，限制了同步器在多中间轴变速器中的应用，否则由于不均匀的局部摩擦，从而导致同步器快速磨损、寿命很低。

图2-2是图2-1的局部放大的横截面图，显示了传统双中间轴变速器总成的大的径向间隙，即主轴齿轮43的内孔41 和主轴35的花键大径42之间的间隙。这个间隙允许主轴齿轮43“漂浮”在主轴35上以补偿多个中间轴齿轮的啮合偏差，否则这个静态系统将在多个中间轴之间产生载荷和扭矩的不均布，从而导致多个中间轴零部件之间磨损增加和变速器效率降低。径向间隙是为处理这一问题的常用方法，但使用这样的设计，限制了同步器在这类变速器中的应用，同步器有利于提高换档质量和齿轮之间的接触。径向间隙，导致同步器摩擦锥面的非均匀的接触、不均匀磨损和减少零部件的寿命。因此，需要一个新的和改进的多中间轴变速器，在制造缺陷和装配误差存在时，允许使用同步器，而不损害变速器完整性、可靠性和使用寿命。

图3展现了本发明的中间轴可轴向移动的多中间轴变速器总成的元素和操作示意图。本发明的原理是允许中间轴303和306轴向浮动，其中中间轴能根据从输入轴301的不平衡载荷输入，能够轴向方向自我调整。这保证了输入轴齿轮302、输出轴齿轮309和中间轴齿轮（304，307）和（305，308）之间的正确的齿轮啮合和接触，通过中间轴分总成上的斜齿轮传递扭矩而产生的轴向载荷使中间轴轴向自我调整来达到载荷均布。

具体如图3，其中包括具有内花键的左旋输入斜齿轮302和具有外花键的输入轴301。至少有两个中间轴303、306来分流输入轴的扭矩。首先，一个具有右旋方向的上中间轴被动斜齿轮304和一个具有右旋方向的上中间轴主动输出斜齿轮305，它们都被固定在上中间轴303上。其次，一个具有右旋方向的下中间轴被动斜齿轮307和一个具有右旋方向的下中间轴主动输出斜齿轮308，它们都被固定在下中间轴306上。这至少有两根中间轴303、306和其相应的主动斜齿轮305和308都与输出轴310上的左旋输出斜齿轮309相啮合。假定该左旋输出斜齿轮309固定在输出轴310上以阻止径向移动，相比之下，本发明的左旋输出斜齿轮309可以通过滚针轴承在输出轴310上自由旋转，进一步通过一个同步器（未显示在图3上）与输出轴310接合。当接受到来自左旋输入斜齿轮302的不均匀载荷分布时，上部中间轴303与其上的被动斜齿轮304和主动输出斜齿轮305、和下中间轴306与其上的被动斜齿轮307和主动输出斜齿轮308可以在两个轴向方向自由位移。但是，输入轴301、左旋输入斜齿轮302、输出轴310和左旋输出斜齿轮309不能轴向移动。

从前面的输入轴301对着输出轴310沿输入箭头312向后看，输入轴301是以图示的顺时针方向314旋转。假设由于这些齿轮和轴的制造和装配的缺陷或误差，在最初输入旋转时，只有一对齿轮副302和304啮合。因此，左旋输入斜齿轮302将继续旋转一个很小角度，使二被动斜齿轮304和307同时与左旋输入斜齿轮302相啮合。此时，由于左旋输入斜齿轮302与上常啮合被动斜齿轮304的啮合，所产生的轴向力推动上中间轴的被动斜齿轮304和上中间轴303向316方向运动，直到上中间轴的主动斜齿轮305与左旋输出斜齿轮309啮合。这样，上部中间轴303的齿轮都与它们相配的左旋输入斜齿轮302和左旋输出斜齿轮309同时啮合。在这阶段，由于齿轮副302和307也啮合，像上中间轴303一样，产生同样的轴向移动功能，使下部中间轴306的被动斜齿轮307和主动输出斜齿轮308都与它们相配的左旋输入斜齿轮302和左旋输出斜齿轮309同时啮合，因此，所有的中间轴上的4对齿轮副都同时啮合，并在这一很短的时间间隔内通过轴向移动达到中间轴之间的载荷均布。这就是本发明定义的轴向浮动、自适应和自调整的载荷均布的原理。

图4是本发明的一个所有前进档都带同步器的六档双中间轴变速器115的原理图。这个变速器总成115有六个前进档和一个倒档，包括离合器外壳60，变速箱壳体61，输入轴分总成62，输入轴轴承64，上部中间轴分总成85与圆柱滚柱轴承86和87 。还提供了下中间轴分总成90和圆柱滚柱轴承91和92，主轴分总成95和主轴前滚针轴承102，后输出轴承97，输出法兰110。输入轴分总成62和主轴分总成95是同轴的，而两中间轴分总成85和90 是绕输入轴63和主轴96圆周方向空间均匀分布相隔180°。输入轴63（或主轴96）和上中间轴88之间以及输入轴63（或主轴96）和下中间轴93之间的中心距是相等的。此总成还包括一组常啮合齿轮副66，含有内花键的输入齿轮65装配在输入轴63的外花键上，其中输入齿轮轴65向方向被固定。上中间轴88上的常啮合被动齿轮74和下中间轴93的常啮合被动齿轮75同样被固定到每个中间轴上并防止其相对运动。五档齿轮组67包括能在主轴96上的滚针轴承103上自由旋转的主轴五档从动齿轮77，它与固定在上部中间轴88上的上五档主动齿轮76相啮合，下五档主动齿轮78固定在下部中间轴93上。同样包括四档齿轮组68，三档齿轮组69，二档齿轮组70，一档齿轮组71和倒档齿轮组72。所有的齿轮组都是常啮合斜齿轮。主轴分总成95包括主轴96、一二档同步器99、三四档同步器100、五六档同步器101和倒档滑动啮合套98，所有的档位齿轮，如从主轴五档从动齿轮77到主轴一档从动齿轮和主轴倒档从动齿轮81。主轴96可以是不同外径的轴或具有一个大径或不同的大径的花键轴。

所有主轴从动齿轮（从五档到一档和倒档从动齿轮）分别可以单独的在滚针轴承104，105，106，107和108上自由旋转，其中滚针轴承又可以分别自由的在磨过的主轴96的各段轴径或在花键主轴96上分别安装一磨过的轴套的外径上自由旋转。这些轴套相对固定在主轴96上。通过在每个主轴从动齿轮内孔压入减摩轴套并且在轴套的内孔和主轴之间保持很小的间隙配合，或为每个主轴从动齿轮在花键主轴96的外径上压入一个减磨轴套并在每个轴套的外径和齿轮内孔间保持很小的间隙配合，或直接保持每个主轴从动齿轮内孔和主轴96外径之间的间隙配合，所有的滚针轴承可以进一步被省略。

主轴前滚针轴承102被安装在输入轴63右段内孔和主轴96的左段外径之间并与它们有间隙配合并能自由旋转，而且支撑主轴分总成95。主轴前滚针轴承102也可以是带外圈的滚针轴承，球轴承，圆锥滚子轴承，圆柱滚子轴承或其他合适的轴承或衬套。

上中间轴88上的所有齿轮（如从74，76，111，112，113，114至80）都是斜齿轮并有相同的旋向（如右旋），并固定在上中间轴88上。当上滚柱轴承86和87的内圈分别与上中间轴88二端的外径是过盈配合时，上中间轴分总成85可以自由地在上滚柱轴承86和87的滚柱和内圈之间来回轴向移动，或上中间轴分总成85及滚柱在上滚柱轴承86和87的外圈之间，或滚柱在上滚柱轴承86和87的一个外圈和一个内圈之间来回轴向移动。根据不同的设计，上中间轴分总成85可以在上中间轴88和两个滚子轴承内孔之间，或上中间轴分总成85和两个上滚子轴承86和87可以在两个滚子轴承外径和壳体的内孔之间做轴向的两个方向自由移动。很显然，只要适合当前的应用，两个上滚子轴承86和87也可被其他类型的轴承所取代。

事实上，上中间轴88上的所有齿轮、下中间轴93上的所有齿轮，都有相同的旋向（如右旋），并固定在各自的中间轴88和93上。有关上中间轴的功能和操作的描述，同样用于下中间轴分总成90和它的两个下滚柱轴承91和92，其中下中间轴分总成90与上中间轴以同样的方法进行轴向二个方向的自由移动。这些齿轮的螺旋角和其他齿轮参数，必要时通过特定的结构和设计要求来选择和/或设计，通过齿轮的啮合使中间轴上的轴向力平衡。输入功率从发动机曲轴和主离合器通过输入轴63传输到输入齿轮65，然后动力分到两根中间轴88和93的二个常啮合被动齿轮74和75。例如，当同步器101换到右边五档时，动力传输通过两个五档主动齿轮76和78，然后合流到主轴五档从动齿轮77，通过同步器101，主轴96和输出法兰110到传动轴（图中没显示）。当五六档同步器101换到左边六档时，传输功率从输入轴63，输入齿轮65，通过五六档同步器101，到主轴96和输出法兰110并到传动轴。

如果由于制造和装配误差，当五六档同步器101换到右边5档时，四对齿轮副（即两对常啮合齿轮副和两对五档齿轮副）并非同时啮合，只有三对齿轮副接触（如两对常啮合齿轮副65 / 74和65 / 75和一对五档齿轮副78 / 77）啮合，另一对五档齿轮副76 / 77没有完全接触。由于不匹配引起的接触载荷，齿轮副65 / 74产生的轴向力，将推动上中间轴分总成85轴向向右移动直到五档齿轮副76 / 77完全啮合。这使得四个齿轮副在同一时间啮合，从而实现二根中间轴分总成85和90之间的载荷均分。这种操作方法演示了本发明的轴向浮动的中间轴的自适应性和载荷均布的原理。这个过程会在换档过程中的很短的时间内自动完成。由常啮合齿轮副和某一档位齿轮副在任何一个中间轴上产生的轴向力根据需要通过选择一个适当的螺旋角和其他齿轮参数，可以设计成全部或部分抵消。这一六档双中间轴变速器115的轴向移动和调整方法也可以应用于一个三或四或多个中间轴变速器中，这三或四根中间轴分总成将绕输入轴63和主轴96在空间间隔120°或90°均布。

图5是本发明的一个所有前进档都带同步器的十二档双中间轴变速器118。变速器118包括一个六档的主箱119和一个两档的范围档的后副箱120，形成12个前进档和两个倒档。六档的主箱119是与图4所示的六档双中间轴变速器115相同。除了输出法兰110被后副箱120中的常啮合主动齿轮124取代。后副箱120的结构和工作原理描述如下：两档后副箱120包括副箱壳体121，由上圆柱滚子轴承128和127支持的后上中间轴总成126，由下圆柱滚子轴承143和144支持的后下中间轴总成142，由圆锥轴承副138支持的输出轴分总成134，并最终到输出法兰140。图4所示的主轴分总成95、输出轴分总成134同轴，而两个后中间轴分总成126和142是绕主轴96和输出轴136空间相距180°的均匀分布，它们与六档的主箱119两根中间轴分总成85和90错开。后副箱120的输出轴136和后上中间轴129之间及后下中间轴145之间有相同的中心距，它可以与六档的主箱119的中心距相同或更大。

后常啮合齿轮组122包括左旋的带内花键的后常啮合主动齿124，安装在主轴96的外花键上，后常啮合从动齿轮130固定安装在后上中间轴129上，后常啮合从动齿轮146固定安装在后下中间轴145上。减速齿轮组123包括在输出轴136上的滚针轴承137自由旋转的减速从动齿轮139，后上中间轴129上的上减速主动齿轮131和后下中间轴145上的下减速主动齿轮147。输出轴分总成134包括一个输出轴136，范围档同步器135，减速从动齿轮139和滚针轴承137。减速从动齿轮139可在滚针轴承137上自由旋转，或可在磨过的阶梯输出轴136上通过一个非常小的间隙配合自由旋转。通过在减速从动齿轮139内孔压入减摩轴套并且在轴套的内孔和输出轴136之间保持很小的间隙配合，或其他合适的替代方法，滚针轴承137也可以可以被省略。输出轴分总成134和输出法兰140由后圆锥轴承副138支撑，而后常啮合主动齿轮124由球轴承125支撑。

如前所述的一样，后上中间轴129的两个齿轮130和131都具有相同的旋向的斜齿轮，并固定在后上中间轴129上。当上滚柱轴承128和127的内圈分别与后上中间轴129二端的外径是过盈配合时，根据指定的滚柱轴承128和127的类型不同，后上中间轴分总成126可以自由地在上滚柱轴承128和127的滚柱和内圈之间来回轴向移动，或滚柱在上滚柱轴承128和127的外圈之间，或滚柱在上滚柱轴承128和127的一个外圈和一个内圈之间来回轴向移动。根据不同的设计，后上中间轴分总成126可以在后上中间轴129的外径和两个滚子轴承内孔之间，或后上中间轴分总成126和两个上滚子轴承128和127可以在两个滚子轴承外径和壳体的内孔之间做轴向的两个方向自由移动。很显然，只要适合本发明的目的和应用范围，两个上滚子轴承128和127也可被其他类型的轴承所取代。后下中间轴分总成142上的两个下齿轮146和147也是有相同的旋向的斜齿轮。这些功能和说明，同样扩展到后下中间轴分总成142和两个下滚子轴承143和144，后下中间轴分总成142能在它的轴向方向自由运动并达到载荷均布。

与六速双中间轴变速器115相似，十二速双中间轴变速器118的动力从发动机曲轴通过输入轴63到输入齿轮65，然后动力分到两根中间轴88和93的二个常啮合从动齿轮74和75。目前体现的另一个例子是，当同步器101换到右边五档时，动力传输通过两个五档主动齿轮76和78（见图4），然后动力合流到主轴五档从动齿轮77，通过同步器101，主轴96到后副箱120的后常啮合主动齿轮124。当范围档同步器135被换到右边低档区，动力又分到两根后中间轴129和145的二个后常啮合从动齿轮130和146，动力传输通过两个减速主动齿轮131和147，然后动力合流到减速从动齿轮139，最后通过同步器的同步毂到输出轴136和输出法兰140到传动轴（图中没显示）。当范围档同步器135被换到左边高档区时，传输功率从主轴96和后副箱120的后常啮合主动齿轮124，通过范围档同步器135直接传到输出轴136和输出法兰140并到传动轴。

由于齿轮和轴的制造和装配误差，即使主箱的四对齿轮副（即两对常啮合齿轮副和两对档位齿轮副）初始时并非同时啮合，但在换到过程中，通过中间轴的轴向移动和自适应，四对齿轮副将很快同时啮合，并达到扭矩和载荷均布。主箱的中间轴的轴向浮动和自适应情况和上面图4所述的六档双中间轴变速器115的一样。当范围档同步器135被换到右边低档区，如果副箱的四对齿轮副（即两对后常啮合齿轮副和两对减速齿轮副）没有同时啮合，例如，只有三对齿轮副啮合（如两对常啮合齿轮副124 / 130和124 / 146和一对减速齿轮副139 /147），另一对减速齿轮副139 / 131没有啮合，此时由齿轮副124 / 130啮合产生的轴向力将推动后上中间轴分总成126轴向运动直到齿轮副139 / 131完全啮合，所有4对齿轮副都同时啮合。二根后中间轴也将达到载荷均布。上面图 4所述的六档双中间轴变速器115的工作原理也同样适用和延伸到这个十二档双中间轴变速器，在范围档同步器换档期间，副箱的中间轴将轴向浮动和自适应，来达到四对齿轮副同时啮合并均载。因此，它所达到的是二根后中间轴分总成126和142均载和扭矩均布。中间轴的轴向浮动和自适应也是适用于副箱，由后常啮合齿轮副和减速齿轮副在任何一个后中间轴分总成上产生的轴向力根据需要通过选择一个适当的螺旋角和其他齿轮参数，可以设计成全部或部分抵消。对于一个有经验的工程师或设计师通过小的设计改变，如果一档齿轮组71和倒档齿轮组72只工作低速档范围内，则这个十二档双中间轴变速器118还可以变成具有十一个前进档和一个倒档的十一档双中间轴变速器。

如前所述，这个十二档双中间轴变速器118可以进一步应用于主箱和副箱都有三或四根中间轴的设计，或主箱有二根中间轴和副箱有三或四根中间轴。这三或四根中间轴分总成将绕输入轴63、主轴96和输出轴136在空间间隔120°或90°均布。这个十二档双中间轴变速器118的后副箱120也可以是三档范围档与六档的主箱119形成十八个前进档和三个倒档多中间轴变速器，或根据一些设计更改，形成十七个前进档和两个倒档的多中间轴变速器。

根据本发明，图6所示的是另一个所有前进档都带同步器的五档双中间轴变速器150的布置图。这个五档双中间轴变速器150有五个前进档和一个倒档，它与图4显示的六档双中间轴变速器115非常相似，除了比六档双中间轴变速器115少了一组齿轮副和滑动啮合套，其他零部件和其布置与六档变速器非常相似。这个双中间轴变速器150包括离合器外壳151，变速箱壳体152，输入轴分总成153，输入轴轴承155，上中间轴分总成163与上圆柱滚柱轴承165和166 ，下中间轴分总成170和下圆柱滚柱轴承172和173，主轴分总成178和主轴前滚针轴承186，后输出轴承182，输出法兰183。

五档双中间轴变速器150有六组斜齿轮组和三个同步器，包括常啮合齿轮组157，四档齿轮组158，三档齿轮组159，二档齿轮组160，一档齿轮组161和倒档齿轮组162，倒一档同步器179、二三档同步器180、四五档同步器181。上中间轴分总成163和下中间轴分总成170上的所有齿轮都是斜齿轮并具有相同的旋向，并分别固定在各自的上中间轴164和下中间轴171上，它与六档双中间轴变速器115有相同的布置。五档双中间轴变速器150在工作原理、动力流及中间轴的轴向浮动都与六档双中间轴变速器115一样。这一五档双中间轴变速器150进一步可以是三或四根中间轴的变速器，这三或四根中间轴分总成将绕输入轴154和主轴184在空间间隔120°或90°均布。

图7是本发明的另一种布置，一个所有前进档都带同步器的十档双中间轴变速器190。十档双中间轴变速器190是与图5所显示的的十二档双中间轴变速器118非常相似，除了它的主箱191是一个五档，而不同于十二档变速器118的主箱是一个六档。这十档双中间轴变速器190包括一个五档的主箱191和一个两档的范围档的后副箱192，形成十个前进档和两个倒档。除了输出法兰183被后副箱192中的常啮合主动齿轮193取代外，五档的主箱191与图6显示和描述的五档双中间轴变速器150相同。十档双中间轴变速器190的后副箱192的结构和工作原理与图5所显示的的十二档双中间轴变速器118的后副箱120相同。主箱191和后副箱192的所有齿轮组都是斜齿轮，前二根中间轴分总成和后二根中间轴分总成上所有齿轮的旋向都相同。

十速变速器的操作也采用本发明的浮动中间轴设计。在十档双中间轴变速器中，功率流及中间轴轴向浮动及自适应调整和扭矩均匀分布，与图5显示和描述的十二档双中间轴变速器118的一样。很少的设计更改，十档双中间轴变速器190也能被改为具有九个前进档和一个倒档的九档双中间轴变速器，如果一档齿轮组161和倒档齿轮组162只在低档范围内工作。这一十档双中间轴变速器190也可以应用于主箱和后副箱都有三或四根中间轴的设计，或主箱有二根中间轴和后副箱有三或四根中间轴。这三或四根中间轴分总成将绕输入轴、主轴和输出轴在空间间隔120°或90°均布。这个十档双中间轴变速器190的后副箱192也可以是三档范围档与五档的主箱191形成十五个前进档和三个倒档多中间轴变速器，或根据少许设计更改，形成十四个或十三个前进档和两个倒档的多中间轴变速器。

图8所示的是本发明另一个实例，所有前进档都带同步器的四档双中间轴变速器200的布置图。这个四档双中间轴变速器200有四个前进档和一个倒档，它与图4显示的六档双中间轴变速器非常相似，除了比六档双中间轴变速器115少了二组齿轮副和一个同步器。这个四档双中间轴变速器200包括离合器外壳201，变速箱壳体202，输入轴分总成203，输入轴轴承205，上中间轴分总成206与圆柱上滚柱轴承208和209 ，下中间轴分总成210和圆柱下滚柱轴承212和213，主轴分总成214和主轴前滚针轴承219，后输出轴承225，输出法兰226。有五组斜齿轮组和二个同步器和一个滑动啮合套，例如常啮合齿轮组220，三档齿轮组221，二档齿轮组222，一档齿轮组223和倒档齿轮组224，倒档滑动啮合套216、一二档同步器217、三四档同步器218。与前面的实例一样，上中间轴分总成206和下中间轴分总成210上的所有齿轮都是斜齿轮并具有相同的旋向，并分别固定在各自的上中间轴207和下中间轴211上，所有中间轴都能轴向浮动并使中间轴的齿轮与输入轴和主轴齿轮均匀啮合并达到载荷均布。这一四档双中间轴变速器200也可以是三或四根中间轴的变速器。

图9是本发明的另一种布置，一个所有前进档都带同步器的八档双中间轴变速器230。八档双中间轴变速器230是与图5所显示的的十二档双中间轴变速器118非常相似，除了它的主箱231是一个四档，而不同于十二档双中间轴变速器118的主箱119是一个六档。这八档双中间轴变速器230包括一个四档的主箱231和一个两档的范围档的后副箱232，形成八个前进档和两个倒档。四档的主箱231与图8显示和描述的四档双中间轴变速器201相同，除了输出法兰226被后副箱232中的后常啮合主动齿轮233取代外。八档双中间轴变速器230的后副箱232的结构和工作原理与图5所显示的的十二档双中间轴变速器118的后副箱120相同。主箱231和后副箱232的所有齿轮组都是斜齿轮，前二根中间轴分总成和后二根中间轴分总成上所有齿轮的旋向都相同。中间轴轴向浮动及自适应调整和扭矩均匀分布原理也适用于这个变速器实例。像以前的实例一样，八档双中间轴变速器230也能被改为具有七个前进档和一个倒档的七档双中间轴变速器，如果一档齿轮组236和倒档齿轮组237只在低档范围内工作。这一八档双中间轴变速器230也包括主箱和后副箱都有三或四根中间轴的设计，或主箱有二根中间轴和副箱有三或四根中间轴。这三或四根中间轴分总成将绕输入轴、主轴和输出轴在空间间隔120°或90°均布。最后，这个八档双中间轴变速器230的后副箱232也可以是三档范围档与四档的主箱231形成十二个前进档和三个倒档的多中间轴变速器，或十一个前进档和两个倒档的多中间轴变速器。

最后参照图10，它是本发明的另一种实例，结合本发明的中间轴自由轴向运动并且所有前进档都带同步器的一个十六档双中间轴变速器240的布置图。这个十六档双中间轴变速器240包括一个图9显示的八档双中间轴变速器230并在其前面有一个二档的前副箱242，形成了十六个前进档和四个倒档，或按需要得到二个倒档的双中间轴变速器总成。前副箱242包括一个前副箱壳体266，一个输入轴分总成245，一个输入轴轴承247，固定在输入轴246上的同步器249，由圆柱上滚子轴承252支撑的前上中间轴总成250，由圆柱下滚子轴承257支撑的前下中间轴总成255和一组前齿轮组268。前上中间轴251的后端与主箱的上中间轴260的前端通过花键或适合的连接方式耦合在一起，前下中间轴256的后端与主箱的下中间轴261的前端也通过同样或类似的方式耦合在一起。

当同步器249换档到左侧，动力从输入轴246通过同步器249和输入齿轮248，然后它被分流到两个前常啮合从动齿轮253和258。然后动力通过两根前中间轴251和256传到主箱243的两根中间轴260和261，进一步通过主箱243某一挂上档的齿轮副把动力合流到主轴上。最后，动力传到后副箱244和输出法兰269。当同步器249换档到右侧，动力从输入轴246通过同步器249到主箱输入轴262，然后按图9所示和描述的八档双中间轴变速器230相同的动力流传输。输入轴分总成245和主箱主轴262同轴，两个前中间轴分总成260和261是绕输入轴246和主箱输入轴262空间相距180°的均匀分布。前输入轴246和前上中间轴251之间及前下中间轴256之间有相同的中心距。与前面的实例一样，前副箱242、主箱243和后副箱244中的所有齿轮都是斜齿轮。二根前中间轴分总成、二根中间轴分总成和二根后中间轴分总成上的所有斜齿轮都有相同的旋向，斜齿轮允许扭矩在中间轴上产生的轴向载荷使中间轴轴向移动并达到均载的目的。

本发明的十六档双中间轴变速器的中间轴轴向浮动及工作原理与图5所显示的的十二档双中间轴变速器118的相同。通过少许改变，十六档双中间轴变速器240也能被改为具有十四个前进档和二个倒档的十四档双中间轴变速器，如果主箱243的一档齿轮组267和倒档齿轮组265只在后副箱244的低档范围内工作。像以前的所提到的一样，这一十六档双中间轴变速器240也包括前副箱、主箱和后副箱都有三或四根中间轴的设计，或前副箱和主箱有二根中间轴和后副箱有三或四根中间轴。这三或四根中间轴分总成将绕前输入轴、主箱输入轴、主轴和输出轴在空间间隔120°或90°均布。最后，这个十六档变速器240的后副箱244也可以是三档范围档与二档的前副箱242、四档的主箱243形成二十四个前进档和四个倒档的多中间轴变速器，或少许设计改变成二十二个前进档和四个倒档或两个倒档的多中间轴变速器。

本发明的上述实例展示了变速器总成的变化，可以利用本发明的中间轴浮动和自适应原理来进行修改或设计。它提出可利用本发明的中间轴系统，设计出几个变速器的变种，前面所示的实例只是共同实施的例子说明，它能很好地在许多场合应用，包括公共汽车，卡车和工程车辆的换档变速箱。它提到，传统的双和多中间轴变速器设计，在主轴齿轮与两根中间轴齿轮啮合并传递扭矩时，允许主轴通过径向浮动来寻求新的平衡中心，来确保正确的齿轮齿面接触和啮合，并在到两根中间轴上均匀传递扭矩。由于齿轮、轴在生产过程中所产生的加工和装配误差，主轴齿轮需要沿着径向向外偏离主轴的中心，以缓解过剩的压力并实现负载均布。结果由于大的径向间隙，这种变速器不能使用同步器。为了解决这个共同的缺点，本发明提出改进的中间轴变速器总成，其中主轴齿轮是静态的对中心，而中间轴齿轮组的不平衡负载或与啮合是通过中间轴的轴向移动和自适应来解决的。它允许不需要主轴齿轮的径向浮动，扭矩均匀传递和平衡也能被实现。它也允许使用同步器，不会由于主轴和主轴齿轮的径向浮动所产生的对中的问题和过度的磨损。根据选择一个适当的螺旋角和其他齿轮参数以及中间轴轴向移动原理，由常啮合齿轮副和某一档位齿轮副在任何一个中间轴分总成上产生的轴向力可以设计成全部或部分抵消。

因此，提交的本发明已被显示和描述并证明为是最实用和首选的。然而，人们认识到，在本发明的范围内，还可以做变化，对一个有经验的人也可以做明显的修改。对于上面的介绍，人们认识到，本发明部分的最佳的三维关系，包括大小的变化，材料，形状，形式，功能和操作，组装和使用的方式，对一个有经验的人都是显而易见的，并在图纸上那些图文并茂的和规范中所描述的所有等价关系，都由本发明所涉及和涵盖。

因此，上面的叙述被视为只说明本发明的原则。此外，对一个有经验的人，是很容易做许多修改和变化的，本发明不被限制于上述图示及描述的结构和操作，因此，所有进行的适当修改和相等价，都属于在本发明的范围内。

Claims

1.具有中间轴轴向移动的变速器，特征在于：其包括：

一根输入轴：其接受转动输入，该输入轴有至少一个输入齿轮；

一根主轴：其提供转动输出，该主轴有至少一个主轴齿轮；

至少一根中间的中间轴：在中间轴上有一个从动齿轮和至少一个主动齿轮;

所说的至少一个输入齿轮与至少一个中间轴的从动齿轮啮合；

所说的至少一根中间的中间轴被径向支撑和根据来自于所说的主轴齿轮和中间轴的从动齿轮啮合所产生的轴向载荷能轴向自由移动；

一个中间轴主动齿轮与一个主轴齿轮啮合是为了所说的中间轴转动的输出。

2.根据权利要求1所说的具有中间轴轴向移动的变速器，特征在于：其中所说的至少一根中间的中间轴进一步包括两根或两根以上的中间轴；所说的两根或两根以上的中间轴通过其轴向移动，接受来自于输入轴的输入齿轮的相等的负载。

3.根据权利要求1所说的具有中间轴轴向移动的变速器，特征在于：所说的两根或两根以上的中间轴都是由至少两个轴承元件来旋转支撑，所说中间轴的轴向位移局限于两个轴承元件之间的向前和向后的轴向移动。

4.根据权利要求1所说的具有中间轴轴向移动的变速器，特征在于：其中所说的齿轮都是斜齿轮。

5.根据权利要求1所说的具有中间轴轴向移动的变速器，特征在于：其中所说的主轴还包括至少两个可选档位和每个可选档位之间的同步器。

6.根据权利要求5所说的具有中间轴轴向移动的变速器，特征在于：其中所说的主轴齿轮内孔与主轴齿轮内孔相配的零件径向间隙配合。

7.根据权利要求1所说的具有中间轴轴向移动的变速器，特征在于：其中所说的主轴进一步连接到一个范围档换档的副箱，所说的副箱通过可进一步轴向移动的中间的中间轴零部件连接到一根输出轴。