CN101918733A - 行星式齿轮传动装置中的装置及行星式齿轮 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种用于增大转速的装置和相应的行星式齿轮，该行星式齿轮包括太阳轮(12)、齿轮辋(10)、行星齿轮(14)、功率输入轴(46)以及行星齿轮架。允许挠曲的结构(40)设置在行星轮(18)的轴(20)的第一紧固端(62)的支撑长度(f)与最近的轴承之间，以配合啮合形态。

Description

行星式齿轮传动装置中的装置及行星式齿轮
技术领域
本发明涉及一种行星式齿轮传动装置中的装置，该装置包括：
行星齿轮，其包括至少三个行星轮，每个行星轮具有内圈且还有轴，至少一个轴承支撑内圈，上述的轴支撑这个轴承；
行星齿轮架，其包括连接到输入轴的第一凸缘和位于相对侧的第二凸缘；并且
每个行星轮轴具有：
第一端，其在整个第一支撑长度上被不可旋转地配合到所述第一凸缘；
中央区域，其比用于支撑轴承的第一端厚；
第二端，其在整个第二支撑长度上被不可旋转地配合到所述第二凸缘；
并且该装置还包括：结构，其允许在每个轴中的挠曲，以对应结构的弹性动态地配合多个行星轮的啮合形态。本发明还涉及一种驱动该装置的行星式齿轮。
背景技术
行星式齿轮(planetary gear)的最基本部件是太阳轮、齿轮辋以及在太阳轮与齿轮辋之间的行星齿轮(planet gear)。齿轮辋也指由彼此相连的元件组成的齿轮辋组件。包括至少三个行星轮的行星齿轮与太阳轮和齿轮辋同心。行星轮(planet wheel)通过轴承安装到行星齿轮架，行星齿轮架包括彼此连结的第一凸缘和第二凸缘。功率输入轴连接到行星齿轮架，更确切地说，连接到行星齿轮架的第一凸缘，即第一凸缘承受最大的扭矩。太阳轮或齿轮辋可被锁定，在此情况下，太阳轮、齿轮辋或齿轮架中的其它两个部件就绕太阳轮的中心轴线旋转。
每个行星轮有一个轴，该轴的两端牢固地连结到齿轮架。行星轮借助至少一个轴承(通常借助两个轴承)适于绕轴旋转。
轴相对于允许挠曲的的结构挠曲；该允许挠曲的的结构是与第一端相关地设置的，以动态地配合啮合形态。在本公开中，术语“动态配合”被用来表示：行星轮的载荷是均衡的，与各种制造误差和载荷引起的轴的变形无关。当挠性或弹性轴动态地配合啮合形态时，可允许齿轮架产生比以前更大的变形。换言之，轴用于补偿由齿轮架的扭转引起的不平行度。
公开文献WO2006/053940披露了一种风力发电设备的行星式齿轮。在这种行星式齿轮中，通过修正齿形大体改进了设定值。可通过螺旋角修整、齿顶和/或齿端修形来修正齿形。然而，齿形修正的问题在于，尺寸必须精确地设定到特定的相对窄的输出范围。在风力发电设备中，行星式齿轮应该在宽广的输出范围运行。然而，这不能通过修正齿形实现。
依次地，专利申请WO2005/038296披露了一种设备，其中行星齿轮轴的尺寸被设定成是偏斜的。偏斜的轴可使行星轮更好地装设于行星式齿轮中。这种设置是必要的，因为行星式齿轮的元件总是具有一些误差。
在专利公开文献WO2007/016336和GB2413836中提出的用于动态配合啮合形态的方案仍基于长轴的偏斜。由此，当多个行星轮的轴适当地挠曲以校正制造误差的影响时，多个行星轮的啮合形态位于对每个行星轮适当的位置。
公开文献DE 102004023151提出了一种具有与轴相关的凸缘的行星式齿轮。该结构有助于补偿诸如制造缺陷。然而，从减轻(relieving)齿轮架看，这些解决方案没有提供显著的益处，因为轴和凸缘的结合尺寸显著增大。因此，在配备有凸缘的变型中，通过减轻齿轮架实现的大部分优点都丧失了。
与本发明最接近的方案是专利公开文献EP 1435475和US 5,102,379中提出的方案，在这两份专利公开文献中，采用具有两个凸缘的齿轮架，在两端对行星轮轴进行支撑。其中，由于在中央部中已加工出深的轴向空腔，所以在较厚的该中央部内形成轴的偏斜长度。该EP公开文献另外披露了对于提供完美的动态配合而言必须的非对称轴结构，在该EP公开文献的减速行星式齿轮中，扭矩传递到太阳轮，由此作用在齿轮架的第一凸缘上的扭矩成比例地远远低于使得转速增大的行星式齿轮传动装置中的扭矩。由于扭矩低，所以圆周斜面的切口效应不显著。
上述的已知方案主要适合于减小转速的行星式齿轮传动装置。已知的解决方案难以用在目前扭矩在1-10百万Nm的巨型风力涡轮机应用中。在喷气发动机马达中，最大扭矩仅为上述值的几分之一，这是因为涡轮机的转速为3000-6000RPM，并且在减速行星式齿轮传动装置中，力被传递到太阳轮，由此齿轮架的扭矩自然地保持很低。目前风力涡轮机的行星式齿轮非常大，并且它们被用来从缓慢旋转的马达传递高输出功率。因此，在风力涡轮机中使用的行星式齿轮具有很多特定的特征，一个重要的特定特征就是：行星式齿轮被用来增大转速，而在其它情况通常是用行星式齿轮来减小转速。另外，由于期望限制提升至杆状部件的质量，所以行星式齿轮的尺寸非常重要。然而，难以减小高输出值的行星式齿轮的尺寸，因为所有的传统机器设计的方法都已经使用了。
关于减小行星式齿轮的尺寸，增加行星轮的数目可能是有利的，但是，根据现有技术，由于设定载荷不均匀，所以当行星轮的数目增大到三个以上时必须增大空间载荷(Germanischer Lloyd，“Guideline for the Certification of Wind Turbines”，2003版)。随着空间载荷增大，在行星轮的数目增大到三个以上时，通常就会失去用传统方法实现的大部分的优点。
发明内容
本发明的目的是提供一种行星式齿轮中的装置和用于该装置的驱动行星式齿轮，在大扭矩风力涡轮机中，具体地，在2-10百万Nm(Nm＝牛顿米)的范围内的大扭矩风力涡轮机中，这种行星齿轮可被制造称重量比以前更轻。在所附权利要求1中阐述了根据本发明的装置的特有特征。
在实施例中，第一凸缘包括位于内侧的斜面，斜面基本涵盖允许挠曲的所述结构。因此否则的话，第一凸缘就可具有与轴的第一端的尺寸相等的厚度，所以不需要损失第一凸缘的刚度，而实现了紧凑的结构。
在实施例中，轴的第一端包括轴向孔，该轴向孔延伸到中央区域并且直径为轴的第一端的直径的25％-60％(优选为轴的第一端的直径的25％-60％35％-45％)。
在实施例中，在轴的第二端的附近包括允许挠曲的第二结构，第二结构的挠性充分小于第一端。因此，通过在较短长度上使得轴变细，来实现在第二端的充分的挠曲度。当轴也在第二端的附近挠曲时，可补偿允许误差。允许误差包括诸如齿距误差、偏心度以及轴或齿的不平行度。根据本发明的结构与已知方案相比，显著差别在于以下事实：与已知的方案不同，大部分挠曲度(通常15％-50％)来自于剪应变而不是仅来自于偏斜。
当齿轮架被减轻以减小行星式齿轮传动装置的质量时，多个齿轮架凸缘可相对于彼此转动。因此轴受到剪应力，当轴在其第一端附近较大程度地挠曲时，可消除剪应力的有害影响。
轴的中央区域如所期望的承载一个或两个轴承，并且在挠曲间隔中产生变形。特别是在在第一挠曲间隔中，齿轮架凸缘之间的扭转对啮合形态的影响被动态地校正。允许误差在两个挠曲间隔中均得到校正。当仅校正允许误差时，最后挠曲度值在两个挠曲间隔中会是平均相等的。
根据权利要求10可对上述的实施例进行修改，其中，轴承设置在可旋转地承载轴端的两个凸缘中，并且轴固定地承载行星轮。轴以与在上述装置中完全相同的方式挠曲。
附图说明
在下面参照附图详细地描述本发明，附图示出了本发明的一些实施例，其中：
图1为根据本发明的行星式齿轮传动装置的轴的上部的剖视图；
图2示出了固定到齿轮架的、根据本发明的行星轮的轴和它的尺寸；
图3示出了处于加载状态的、根据本发明的行星轮的轴；且
图4示出了根据本发明与设置在齿轮架凸缘之间的销一起转动的齿轮架；
图5a为刚度在整个距离上相同的未加载轴的基本视图；
图5b为刚度在整个距离上相同的加载轴的基本视图；
图5c为刚度在轴的纵向上不同的加载轴的基本视图。
具体实施方式
图1中所示的根据本发明的行星式齿轮100包括最基本的部件：太阳轮12、齿轮辋10以及行星齿轮14。太阳轮12、齿轮辋10以及行星齿轮14均具有相同的中心轴16。换言之，齿轮辋10围绕太阳轮的中心轴16设置。行星齿轮14设置在太阳轮12与齿轮辋10之间并与两者接触；行星齿轮14是被功能性地连接的，即与内齿轮的齿和太阳轮的齿啮合。行星齿轮中的行星轮的数目至少为三个。行星齿轮14具有与太阳轮12相同的中心轴16。每个行星轮18依次具有其自身的轴20，行星轮绕其自身的轴20旋转。行星轮具有内圈26和外圈28。其中，外圈28具有行星轮18的齿30。行星齿轮14的齿轮架22包括尽可能刚性地彼此连结的第一凸缘24和第二凸缘25。输入轴46被紧固到第一凸缘24。
每个行星轮18有一轴20，轴20具有第一端19和第二端21。行星轮18适于绕轴20旋转。在支撑长度f上，借助轴20的第一紧固端62，行星轮18的轴20的第一端19被紧固到齿轮架22的第一凸缘24；相应地，在支撑长度g上，利用第二紧固端63，行星轮18的轴20的第二端21(直径D2)被紧固到齿轮架22的第二凸缘25(图2)。另外，第二紧固端通过特定的构件(例如锁销)被锁定到凸缘25从而成为不可旋转的(未示出)。
行星式齿轮100包括至少一个轴承32；轴承32位于每个行星轮的内圈26与行星轮18的轴20之间，被固定地支撑于行星轮18的轴20。每个齿轮32具有内圈34、滚柱构件36以及外圈38。另外，结构40被置于行星轮18的轴20的第一紧固端62与最近的轴承32之间；结构40允许挠曲，用以动态地配合啮合形态(图2)。因此，由于可通过上述允许挠曲的结构来补偿在齿轮凸缘之间产生的扭转，所以齿轮架可制造得比以前更轻。另一方面，当减轻齿轮架时，必须能够处理因齿轮架凸缘之间的扭转而产生的变形，同时维持啮合形态。齿轮架凸缘能够相对于彼此比以前更大程度地转动，这是因为行星轮轴改变其形状来补偿在凸缘之间产生的扭转，由此动态地配合啮合形态。上述允许挠曲的结构的变形能够高达轴的厚度的百分之一。
在根据本发明的行星式齿轮中，行星轮轴用于补偿在齿轮架中产生的扭转。减轻齿轮架的一个实例可为具有1500kW额定输出值的齿轮，该齿轮的齿轮架传统上具有恰好超过2000kg的重量。该齿轮架可被最好地减轻，使其保持低至1500-1600kg的重量。因此，减轻量将为大约25％。如此显著地减轻齿轮架可能已经引起过度挠曲。因此可以说，齿轮架可被安全地减轻大约至少10％，即使如此，考虑到传统的尺寸，这也是很大的改变。另外，可同时补偿允许误差，允许误差包括诸如齿距误差、偏心度以及轴或齿的不平行度。
例如，结合单侧齿轮架(如在专利公开文献WO 2005/038296中提出的)使用螺旋齿是具有挑战性的。然而，对于均匀的齿轮操作而言，螺旋齿是非常必要的。当齿的螺旋角增大时，可减小齿轮中产生的振动。另一方面，螺旋齿必须不能太大，因为作用在轴承上的力随螺旋角的增大而增大。对于挠性的轴，螺旋角可为0.5°-4°，优选为1°-2°。因此，轴承承受的载荷可被同时设定为在平稳和无振动运转状态下的适当的值。而为了使齿轮安静地运转，无振动运转是必要的。考虑到齿轮的寿命和环境噪声的减小，在风力发电设备中无振动运转特别重要。
与现有技术的单侧行星式齿轮相比，上述齿轮架中的两个凸缘使结构变得更坚固，由此能够更好地控制实体的其余的结构。换言之，两个凸缘的齿轮架与单个凸缘的齿轮架相比，可更好支撑轴，由此使齿轮架承受的载荷更低，并且与单个凸缘的结构相比，能够以更好的方式控制应力。另外，应力更均匀地分布在轴承之间。通常，两个凸缘可实现比一个凸缘结构更有利的应力分布。
图1中所示的根据本发明的行星式齿轮100可作为第一行星式齿轮，被用于风力发电设备的两级行星式齿轮传动装置中。一级行星式齿轮也可直接连接到发电机。叶片组件(未示出)被紧固到输入轴46。控制指令经由中空通道48传送至叶片组件，中空通道48位于诸如输入轴46和用于调节叶片组件的叶片角度的太阳轮12的中心。另一方面，也能够以许多其它的方式组合行星式齿轮，以实现齿轮传动装置所需要的齿轮比。在此，行星式齿轮表示一级行星式齿轮，其在组装行星式齿轮传动装置时可按需要进行组合。
在图1所示的根据本发明的行星式齿轮100中，轴承32的内圈34与行星轮18的轴20借助过盈配合64而彼此固定。润滑油可经由锁销44被引入至轴承32，锁销44设置在行星轮18的轴20与轴承32之间。轴承可为标准轴承。齿轮架的材料通常为铸铁。依次地，其它部件(例如，轴、凸缘、内齿轮、太阳轮以及行星轮)通常为结构钢。
在图1所示的根据本发明的行星式齿轮100中，在行星轮18的轴20的第一端19的附近包括允许挠曲的第一结构40，并且在第二端21的附近包括允许挠曲的第二结构41，用以动态地配合啮合形态。当行星齿轮的数目为4个或更多时，这种结构特别有利。更确切地，行星轮的数目为4-12个，优选为4-7个。在这种情况下，即使很小的允许误差也会在行星轮之间产生不同的载荷。当结合4个或更多个行星轮使用根据本发明的具有允许挠曲的结构40、41的轴时，优点更为突出，这是因为3个行星轮稍微校正了存在于它们之中的允许误差。
在图1所示的根据本发明的行星式齿轮100中，行星轮18的内圈26直接形成为轴承的外圈38。对于本发明，行星轮本身是坚固和不可弯曲的。因为当内圈26直接为外圈38时结构可变得更坚固，所以本实施例是有利的。另外，当仅制造一个配件而非两个配件时，允许误差减小。通常可以说，当内圈直接为外圈时，比单独的结构更坚固并能够传递更多功率的这种结构可被装配到相同的空间。
还可构想制造特殊的壳体，其中轴承的内圈为轴(未示出)。本实施例可减少将被制造的配件的数目。然而对于组件，此实施例有一些特殊的问题。
图1所示的根据本发明的行星式齿轮传动装置被设计成，由行星式齿轮传递的最大额定输出值为1-15兆瓦，优选为3-10兆瓦。当将要传递的功率超过250kW(优选为每个行星轮500-1500kW)时，本发明可发挥最大效用。行星齿轮则在大载荷下显著变形。变形(与剪应变)在1％的级别。当如此大的输出功率经由该行星式齿轮传递时，齿轮架中发生显著的挠曲。因此，尽管如此设计的该结构本身充分坚固，但在该结构中存在弹性。与已知的齿轮架相比，该齿轮架可被减轻。而且，由于行星式齿轮传动装置的尺寸级别如此之高，所以通过增加行星轮的数目可得到显著的益处，这是因为增加行星轮的数目，就能通过比以前更小的行星式齿轮来传递与以前相同的输出功率。如上所述，当行星轮的数目从3个开始增加时，该结构的一些尺寸公差的误差消失。如上所述，基于两个事项减小行星式齿轮传动装置的尺寸：第一，当允许齿轮架挠曲时，可减轻齿轮架；第二，当轴补偿允许误差时，可增加行星轮的数目。
图2示出根据本发明的行星轮18的轴20，轴20在其两端被紧固到齿轮架22，更确切地说被紧固到凸缘24和25。行星轮18的轴20包括中央区域60(长度h)、第一紧固端62(长度h)、第二紧固端63(长度g)以及位于中央区域60两侧的挠曲间隔a和b。挠曲间隔a和b具有结构尺寸设定所允许的平缓的圆角，但在挠曲间隔a中留有充分的变形长度。
中央区域60支撑轴承32，此处轴承30的数目为两个。隔离环50设置在轴承的内圈34之间。行星轮18的轴20在第一紧固端62被支撑于第一凸缘24，在第二紧固端63被支撑于第二凸缘25。
挠曲间隔a位于第一紧固端62与中央区域60之间，以允许轴20的变形。换言之，轴的变形主要发生在该挠曲间隔a内。当挠曲发生在中央区域之外时，指向轴承的应力可被最小化。
图2示出根据本发明的行星式齿轮，其中挠曲间隔a的刚度EI1小于中央区域60的刚度EI2的60％，优选小于中央区域60的刚度EI2的50％。当刚度EI变化时，弹性模量通常保持不变，但惯性动量I变化。挠曲间隔的刚度意思是挠曲间隔的平均刚度。相应地，中央区域的刚度意思是中央区域的平均刚度。轴在挠曲间隔和中央区域中的外形产生不同的惯性动量，以及挠曲间隔和中央区域的不同的刚度。
第二挠曲间隔b位于第二紧固端63与中央区域60之间。第一挠曲间隔a和第二挠曲间隔b共同起作用，以形成按设计允许有尺寸误差和变形的轴。第二挠曲间隔的刚度小于中央区域的刚度的75％，优选小于中央区域的刚度的60％。优选地，第二挠曲间隔的刚度大于第一挠曲间隔的刚度。在图2的应用中，第一挠曲间隔的长度为第二挠曲间隔b的1.1-2倍，优选为1.6倍。这种结构有利于应用，因为两个挠曲间隔均补偿尺寸误差。然而，在齿轮架凸缘之间产生的扭转特别由挠曲间隔a进行补偿。出于这一原因，挠曲间隔a比挠曲间隔b长。因此，两个挠曲间隔均可校正允许误差。第一挠曲间隔补偿齿轮架凸缘之间的变形，而且比第二挠曲间隔长。
在图2中，在齿轮架22的第一凸缘24中的挠曲间隔a处已经形成有斜面56，以使轴能够挠曲，并且轴在挠曲间隔中不接触齿轮架。
图2示出行星轮轴的尺寸配置。轴20的中央区域60具有长度h。轴承组件32具有宽度H。此外，中央区域60的长度h为轴承32的宽度H的85％-100％，优选为轴承32的宽度H的90％-99％。因此，两个轴承36的内表面均被轴20稳固地支撑。中央区域60的长度h为300-900mm，优选为400-700mm。
第一紧固端62具有支撑长度f，而第一凸缘24具有厚度F。在紧凑的结构中，第一紧固端62的支撑长度f为第一凸缘24的厚度F的50％-90％，优选为第一凸缘24的厚度F的60％-80％。第一凸缘24的厚度F为轴端19与轴承32之间的距离。依次地，轴的第二紧固端63具有支撑长度g，而第二凸缘25具有厚度G。此外，第二紧固端63的支撑长度g为第二凸缘25的厚度G的75％-95％，优选为第二凸缘25的厚度G的75％-85％。第二凸缘25的厚度G为另一轴端21与轴承32之间的距离。
在由图2中的轴20和齿轮架22形成的实体中，类似于第一紧固端62的支撑长度f涵盖第一凸缘24的厚度F的很大部分，第二紧固端63的支撑长度g涵盖第二凸缘25的厚度G的很大部分。因此，轴借助过盈配合而被紧密附连到凸缘24和25。
行星轮18的轴20的第一端19包括用于允许轴的第一端增大挠曲程度的挠曲孔66。在此，孔应被广泛地理解为包含不同类型的开口。轴向的孔66从端部延伸到中央区域。依次地，挠曲孔66的直径d为30-70mm。
由于上述尺寸，挠曲孔明显不同于具有特别小的直径的孔。与挠曲孔不同，被设计用于供给润滑油的孔对轴的刚度无影响。依次地，关于润滑油孔的长度，其延伸至轴。润滑油可经由润滑油孔引入，但挠曲孔优选是封闭的。
在图2中，挠曲孔66的深度e为第一凸缘24的厚度F的80％-150％，优选为第一凸缘24的厚度F的100％-130％。因此，挠曲可如所期望的发生在第一挠曲间隔a中。另一方面，挠曲孔66的深度e为第一紧固端62的支撑长度f的100％-300％，优选为第一紧固端62的支撑长度f的105％-200％。
轴20的直径D为100-240mm，优选为130-200mm。第一端的直径D1在此为中央部60的直径D的67％(优选为中央部60的直径D的55％-75％)。依次地，挠曲孔66的直径d为轴径D的20％-50％，优选为轴径D的30％-40％。因此，挠曲孔对轴的挠曲具有重大影响。挠曲孔具有特殊的重要性，因为挠曲孔增加了剪应变和由剪应变引起的变形。齿轮架的挠性本身决定了每个轴中所需的挠曲。
图3示出根据本发明的行星轮的弹性轴20，其处于加载状态。因此，作用在弹性轴上的力使弹性轴弯曲。轴20的几何中心轴线54已经偏斜。因而在轴20的端部19、21，轴承32的中心轴线52偏离轴20的中心轴线54。为了展示轴的工作原理，图中所示的是夸大的状态。当轴补偿在齿轮架凸缘之间产生的挠曲时，轴承保持在与未发生齿轮架挠曲的非加载状态大体相同的位置上。图中所示的状态仅为一种加载状态，其中，轴在其两端因允许误差而偏斜，并且额外地在其第一端偏斜以补偿齿轮架的凸缘相对于彼此的扭转。
图4示出在根据本发明的行星式齿轮中使用的齿轮架22，其中齿轮架的第一凸缘24和第二凸缘25已经相对于彼此转动。本发明除校正允许误差以外，还能够补偿由齿轮架扭转引起的不平行度。凸缘24、25之间的颈部42也已转动。凸缘24、25和颈部42的扭转已引起凸缘24、25的扭曲。为了使图中能够更好地展示根据本发明的轴的弹性结构校正扭转和扭曲的影响的方式，图中所示的是夸大的扭转和扭曲。轴承的内圈34的中心轴线52平行于齿轮架22的中心轴线16，且同时平行于太阳轮的轴线。在理论和实际上，处于未加载状态(图2)的轴20与其对应。因此在加载状态下，轴承的内圈34如同在未加载状态下那样，以相同的方式仍然大体平行于齿轮架的以及进一步的太阳轮的中心轴线16。
尽管轴在端部附近偏斜(中心线54)，但对于轴承的内圈34且同时对于行星轮18来说，轴的中央点却构成中心轴线52(图5)。即使在加载状态下，轴承的内圈34的中心轴线52也大体平行于齿轮架22的中心轴线16。因此，轴的因齿轮架扭转而引起的扭曲不会在行星轮中引起显著的不平行度。由于制造精度，行星轮的轴20(图1)也可能在初始略微偏离太阳轮的中心轴线16。根据本发明的轴允许轴承内圈转动，并由此因力的作用而允许行星轮转动。作为最后的优点，借助根据本发明的挠曲间隔，弹性轴实现了最佳的啮合动作，由此载荷被更好地分布于各行星轮之间。另外，即使在使用比以前更轻的新型齿轮架时，载荷也均匀地分布于每个行星齿轮和啮合部中。
图5a示出轴20的原理，轴20的刚度E11在整个距离(即轴20的尺寸)上相同。轴20处于未加载状态。当轴处于未加载状态时，力不因齿轮架的扭转或行星轮的啮合而指向轴。
图5b示出了在加载条件下根据图7a的轴20的原理。轴20的第一端19被紧固到第一凸缘24，轴20的第二端21被紧固到第二凸缘25。轴20的刚度EI1在整个的轴尺寸上相同。作为凸缘24和25的相对运动(即齿轮架的扭转)引起扭曲vb的结果，轴产生变形。因而力F1b和F2b就从轴承传递至轴。下标b和c表示图7b和图7c。误差Δb产生于轴中的轴承部位或力F1b与F2b之间。
由于变形，在连接到轴的行星轮的啮合动作中发生问题。从轴承指向轴20的力F1b显著大于从轴承指向轴20的另一个力F2b。力明显是不平衡的。
在图5b中，轴20被划分为区域a′、60以及b′。在图5c中，轴又被划分为区域a、60以及b。当将图5b与图5c进行比较时可注意到，在轴的纵向上区域a对应于区域a′，并且区域b对应于区域b′。然而，由于区域a′的刚度与中央区域60的刚度相同，所以区域a′不是实际的挠曲区域。
图5c示出根据本发明的轴20的加载条件的原理。轴被划分为分别具有刚度EI2、EI1以及EI3的三个区域a、60以及b。轴20的第一端19被支撑于第一凸缘24，轴20的第二端21被支撑于第二凸缘25。位于第一凸缘24与中央区域60之间的挠曲间隔a的刚度EI2小于中央区域60的刚度EI1的60％，优选小于中央区域60的刚度EI1的50％。因此，作为由于齿轮架凸缘的扭转引起扭曲vc的结果，挠曲区域如所期望的发生挠曲。轴在轴承部位之间有误差Δc，即误差Δc产生于力F1c与F2c之间。换言之，误差Δc产生于位于力F1c与F2c之间并被固定地支撑于轴承的中央区域60中。因而力F1c与F2c从绕轴设置的轴承传递至轴，在有挠曲间隔的轴中引起的扭曲Δc小于在没有挠曲间隔的轴中引起的扭曲Δc。换言之，与没有挠曲间隔的轴不同，有挠曲间隔的轴不会趋向于使行星轮转动到错误的位置。没有挠曲间隔的轴的刚度在整个轴尺寸上是相同的。
当将图5b与图5c进行比较时可看出，在这两个附图中，齿轮架凸缘相对于彼此移动距离v，更确切地说在图5b中移动距离vb，在图6b中移动距离vc。因而轴就必须适应齿轮架的变形v。当轴20的挠曲区域a的刚度EI2小于中央区域60的刚度EI1的60％，优选小于中央区域60的刚度EI1的50％时，可在广泛的加载范围使得误差Δc接近于零。换言之，误差Δc明显小于误差Δb。
当轴的刚度减小时，轴防止齿轮架凸缘之间运动的程度比以前更小。因此，齿轮架在图5c的情况下可比图5b的情况下略微更大地变形。换言之，vc可略微大于vb。然而，当轴中的挠曲区域a和b补偿齿轮架扭转时，增大的齿轮架扭转不会引起问题。因此，尽管齿轮架扭转增大，但轴承部位之间的误差减小。
轴中的挠曲区域对齿轮架扭转进行补偿，通过这种方式，齿轮架甚至可被减轻而轴承部位之间的误差仍小于原来的结构中的误差。
在图5c所示的轴20中，在第二端21与中央区域60之间有第二挠曲间隔b。第二挠曲间隔b的刚度EI3小于中央区域60的刚度EI1的75％，优选小于中央区域60的刚度EI1的60％。这样就能进一步在比以前更宽的加载范围内减小误差V。形成上述的轴比制造具有不同弹性模量的新型材料的轴更简单。因此，上述的轴是用以下方式形成的：随着刚度变化，惯性动量变化而弹性模量保持不变。
在图5c所示的轴中，第一挠曲间隔a的刚度EI2小于第二挠曲间隔b的刚度EI3的0.9倍，优选小于第二挠曲间隔b的刚度EI3的0.7倍。
为了实现图5c中示出的挠曲，行星轮轴20的第一紧固端62包括图4所示的挠曲孔66。挠曲孔使得轴在挠曲区域中的刚度能够与中央区域相比进行计算。如果刚度仅随外部轴设计相应地减小，则轴在挠曲区域中应该特别细。
为了实现图5c中示出的挠曲，如图2所示，轴20的第一紧固端62具有支撑长度f，且挠曲孔66具有深度e。挠曲孔66的深度为第一紧固端24的厚度f的100％-300％，优选为第一紧固端24的厚度f的105％-200％。
为了实现图5c中示出的挠曲，如图4所示，轴20的第一端19具有直径D1，中央部60具有直径D，而挠曲孔66具有直径d。挠曲孔的直径为轴20的直径D的20％-50％，优选地30％-40％。第一端的直径D1为中央部60的直径D的67％(优选地55％-75％)。
当行星轮的数目从3个再增大时，还会产生用于校正尺寸误差的运动。这方面可用相应的方式表示为齿轮架的扭转所引起的扭曲(即凸缘之间的运动)，这已示于图5b和图5c中。

Claims (13)

1.一种行星式齿轮传动装置中的装置，其中所述装置包括：
行星齿轮(14)，其包括至少三个行星轮(18)，每个所述行星轮(18)具有内圈(26)且还有轴(20)，至少一个轴承(36)支撑所述内圈(26)，所述轴(20)支撑所述轴承(36)；
齿轮架(22)，其用于所述行星齿轮(14)，包括连接到输入轴(46)的第一凸缘(24)和位于相对侧的第二凸缘(25)；并且
所述行星轮(18)的每个轴(20)具有：
第一端(19)，其在第一支撑长度(f)上被不可旋转地配合到所述第一凸缘(24)；
中央区域(60)，其比用于支撑所述轴承(36)的所述第一端(19)厚；
第二端(21)，其在整个第二支撑长度(g)上被不可旋转地配合到所述第二凸缘(25)；
并且所述装置还包括：结构(40)，其允许在每个轴(20)中的挠曲，以对应所述结构的弹性动态地配合多个行星轮(18)的啮合形态；
其特征在于，允许所述轴(20)挠曲的所述结构(40)作为挠曲间隔(a)，形成于所述第一支撑长度(f)与较厚的所述中央区域(60)之间，并具体地位于所述中央区域(60)的外部。
2.根据权利要求1所述的装置，其特征在于，所述轴(20)的所述第一端(19)的直径D1为所述中央部(60)的直径D的55％-75％。
3.根据权利要求1或2所述的装置，其特征在于，所述轴(20)的所述第一端(19)包括延伸到所述中央区域(60)的轴向孔(66)，并且所述轴向孔(66)的直径(d)为所述轴(20)的所述第一端(19)的直径D1的25％-60％，优选为所述轴(20)的所述第一端(19)的直径D1的35％-45％。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的装置，其特征在于，所述第一凸缘(24)包括位于内侧的斜面(56)，所述斜面(56)基本涵盖允许挠曲的所述结构(40)。
5.根据权利要求1至4中任一项所述的装置，其特征在于，在所述行星轮(18)的所述轴(20)的所述第二端(21)附近包括允许挠曲的第二结构(41)，即挠曲间隔(b)。
6.根据权利要求5所述的装置，其特征在于，所述第一挠曲间隔(a)的长度至少为所述第二挠曲间隔(b)的1.1倍，优选为1.6倍。
7.根据权利要求1-6中任一项所述的装置，其特征在于，所述挠曲间隔(a)的平均刚度(E12)小于所述中央区域(60)的刚度(E12)的60％，优选小于所述中央区域(60)的刚度(E12)的50％。
8.根据权利要求1-7中任一项所述的装置，其特征在于，所述第一紧固端(62)在支撑所述第一紧固端(62)的所述第一凸缘(24)中的支撑长度(f)为所述凸缘(24)的厚度(F)的50％-90％，优选为所述凸缘(24)的厚度(F)的60％-80％。
9.一种行星式齿轮传动装置中的装置，其中所述装置包括：
行星齿轮，其包括至少三个行星轮，其中每个行星轮具有内圈和轴，所述轴支撑所述内圈并具有用于支撑所述轴的第一端和第二端；
行星齿轮架，其包括连接到输入轴的第一凸缘和位于相对侧的第二凸缘，并且每个轴的所述端部被轴承支撑于每个凸缘中；并且
每个行星轮轴具有：
第一端，其在整个第一支撑长度上被配合到所述第一凸缘的所述轴承；
中央区域，其比用于支撑所述行星轮的所述第一端厚；
第二端，其在整个第二支撑长度上被配合到所述第二凸缘；
并且所述装置还包括：结构，其允许在每个轴中的挠曲，以对应所述结构的弹性动态地配合多个行星轮的啮合形态；
其特征在于，允许所述轴挠曲的所述结构作为挠曲间隔，形成于所述第一支撑长度与较厚的所述中央区域之间，并具体地位于所述中央区域的外部。
10.一种用于增大转速的行星式齿轮，其中所述行星式齿轮包括：
太阳轮(12)，其具有中心轴线(16)；
齿轮辋(10)，其被围绕所述太阳轮(12)设置，并且所述齿轮辋(10)具有与所述太阳轮(12)相同的中心轴线(16)；
行星齿轮(14)，其包括至少三个行星轮(18)；其中所述行星轮组件(14)被设置在所述太阳轮(12)与所述齿轮辋(10)之间与两者接触，并与所述太阳轮(12)和所述齿轮辋(10)同心，并且其中每个行星轮(18)具有内圈(26)；
功率输入轴(46)；
行星齿轮(14)的齿轮架(22)，其包括位于所述输入轴(46)侧的第一凸缘(24)和位于相对侧的第二凸缘(25)。
其特征在于，所述行星式齿轮传动装置包括根据权利要求1-9中任一项所述的装置。
11.根据权利要求10所述的行星式齿轮，其特征在于，所述行星式齿轮传动装置的额定输出值为1-5MW。
12.根据权利要求10或11所述的行星式齿轮，其特征在于，进入所述行星式齿轮传动装置中的空间扭矩处于2-10百万Nm的范围内。
13.根据权利要求10-12中任一项所述的行星式齿轮，其特征在于，所述行星轮的数目为4-12个，优选为4-7个。
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