CN102939240B - 齿轮传动装置的载荷分流机构及方法 - Google Patents

Abstract

传动系统的一种有选择地布置多组行星齿轮支承轴承(50,55,80,90)，以在啮合地布置在传动系统(A，A1)中的两个反动齿轮(30,40)之间的一组传动行星小齿轮(22)和一组空转行星小齿轮(70)之间，实现最佳的载荷分配，从而在输入和输出之间的至少两个通路之间分流施加的载荷的方法和设备。

Description

齿轮传动装置的载荷分流机构及方法

相关申请的交叉参考

本申请是2010年4月13日提交的美国临时专利申请61/323,648的相关申请并要求其优先权，该美国临时专利申请结合在此作为参考。

联邦资助声明 

不适用。

发明背景

本发明大体涉及动力传输装置的载荷分担机构，尤其涉及具有阶式齿轮的齿轮传动装置的载荷分担机构。

旋翼飞机一般利用高速涡轮发动机驱动转子或螺旋桨。发动机和转子之间的主齿轮传动装置是在把发动机速度降低到适当的转子速度的同时，传输发动机功率所必需的。主齿轮传动装置通常是飞机的传动链中最重的子系统。对现代旋翼飞机来说，增大功率吞吐量和减小传动装置的重量非常合乎需要。

改善功率密度的一种有效途径是把燃气涡轮发动机的输入转矩分成多个通路。每个通路利用较小的单独齿轮部件，这产生重量较轻，尺寸小，并且由于每个齿轮啮合中的载荷较低，因此具有较小的齿面宽度的整个传动装置设计。较小但是众多的齿轮还要求由于施加的转矩较小，因此使用期限增大的较小轴承。

功率密集行星齿轮传动装置的一个实施例由具有一组阶式行星齿轮的复合行星齿轮系组成。每个阶式行星齿轮包括较大的行星齿轮和传动行星小齿轮。阶式行星齿轮具有柔性轴或者可回转轴。采用由行星架支承的一组小而且简单的空转行星小齿轮分担转矩，从而在传动行星小齿轮和空转行星小齿轮之间分配传动装置传送的载荷。空转行星小齿轮具有相对于行星架的非浮动轴。

也可以采用另外的传动装置结构，比如转矩分流面齿轮传动装置，其中 使用阶式齿轮驱动一级面齿轮和夹着所述一级面齿轮的两个空转面齿轮。阶式齿轮具有固定轴。较小的空转齿轮用作交叉齿轮，以提供多个功率通路，从而分担载荷。类似地，空转齿轮也具有固定轴。

载荷分担机构可被布置在功率密集行星齿轮传动装置中。这些载荷分担机构可包括具有大齿轮和较小的传动齿轮的阶式齿轮组。较小的传动齿轮与两个反动齿轮啮合，通过其中利用有选择地布置在阶式齿轮组的大齿轮和小齿轮之间的单个回转支承轴承，设计阶式齿轮组的支承结构的机械机构，实现载荷分担。回转支承轴承的支承结构和位置使较小的传动行星齿轮在与两个反动齿轮的啮合点的切向力可以被分配，从而在两个反动齿轮之间实现期望的载荷分担比，如果轮齿未被正确地形成齿冠，那么会发生边缘加载。

因而，有利的是提供一种齿轮传动装置中的柔性支承结构，该结构允许随心所欲地在两个反动齿轮之间分配载荷，允许在支承轴承组之间分配载荷，以优化传动行星小齿轮和空转行星小齿轮之间的载荷分配，和保持平行齿轮啮合。在这种情况下，能够获得最大的载荷容量。

发明内容

简单地说，本公开提供一种具有柔性支承结构的功率密集行星齿轮传动装置，所述柔性支承结构允许随心所欲地在两个反动齿轮之间分流载荷，和在一组支承轴承组之间分流载荷，以优化传动行星小齿轮和空转行星小齿轮之间的载荷分配，维持适当的平行齿轮对准。

在备选实施例中，本公开提供一种具有柔性支承结构的面齿轮传动装置，所述柔性支承结构允许随心所欲地在两个反动齿轮之间分流载荷，和在一组支承轴承组之间分流载荷，以便优化传动行星小齿轮和空转行星小齿轮之间的载荷分布，维持平行齿轮对准，从而获得最大的载荷容量。

作为一种方法，本公开提供一种有选择地决定一组支承轴承的位置的程序，以便在传动系统中的传动行星小齿轮和空转行星小齿轮之间实现最佳的载荷分布，所述传动系统包含用于在两个反动齿轮或通路之间分流施加的载荷的分流齿轮组件。

结合附图，根据下面的说明，在本公开中陈述的上述特征和优点，以及目前优选的实施例将变得更明显。

附图说明

在构成说明书的一部分的附图中：

图1是功率密集行星齿轮传动装置的剖面透视图，它包括呈一组支承轴承组形式的本公开的柔性支承结构；

图2是类似于图1的剖面透视图，图解说明功率密集行星齿轮传动装置内的互作用力的向量；

图3是图1的功率密集行星齿轮传动系统中的阶式齿轮组的透视载荷图；

图4是图解说明阶式齿轮组的第一和第二支承轴承的切向轴承载荷的切向力平衡图；

图5是图1的功率密集行星齿轮传动装置的阶式齿轮组和空转齿轮的切向力示图的顶视图；

图6是图1的功率密集行星齿轮传动系统中的空转齿轮的透视载荷图；

图7是包括本公开的载荷分流机构的直升机主齿轮箱的剖视图；

图8A和8B是供图7的齿轮箱之用的行星架结构的透视图和剖面透视图；

图9是在阶式齿轮组和空转齿轮上装有本公开的载荷分担机构的面齿轮传动装置的剖视图；

图10是备选实施例的行星架结构的透视图；和

图11是图10的一部分的放大视图。

附图中，对应的附图标记指示对应的部分。应注意附图用于举例说明在本公开中陈述的原理，而不是按比例绘制的。

在详细说明本发明的任意实施例之前，要明白就其应用来说，本发明并不局限于在以下说明中陈述，或者在附图中图解说明的各个组件的结构和排列的细节。

具体实施方式

下面的详细说明举例说明本发明，而不是对本发明的限制。该说明使本领域的技术人员能够实现和利用本公开，并且描述了本公开的几个实施例、修改、变化、备选方案和应用，包括目前认为是实现本公开的最佳方式的内容。

参见附图，尤其是图1和2，表示了通常结合到功率密集齿轮传动装置(A)中的本公开的实施例。齿轮传动装置(A)包括传动齿轮10，一组阶式齿轮 组20，每个阶式齿轮组20，每个阶式齿轮组20具有大齿轮21和较小的传动行星小齿轮或齿轮22,第一反动齿轮30，第二反动齿轮40，和一组齿轮组支承轴承50和55。

借助相关的锥齿轮1和环形齿轮5驱动的传动齿轮10定义第一旋转轴AR1；而每个阶式齿轮组20定义相关的第二旋转轴AR2。这两个旋转轴AR₁和AR₂定义平面S。每个阶式齿轮组20中的两个齿轮沿着轴AR₂轴向隔开距离L，如图2中所示。在沿着轴AR₂，离大齿轮21的轴向距离为L₁的位置，在大齿轮21和较小的传动小齿轮22之间布置第一支承轴承55。在沿着轴AR₂，离较小的传动小齿轮22的距离为L₂的轴向位置，在大齿轮21和较小的传动小齿轮22之间布置第二支承轴承50。齿轮组中的大齿轮21具有为D₀的节径，而较小的传动小齿轮22具有为D₁的节径。在第一轴承位置，第一轴承55连同相关的轴承座结构提供有效切向支承刚度KDt₁和有效径向支承刚度KDr₁。在第二轴承位置，第二轴承50连同相关的轴承座结构提供有效切向支承刚度KDt₂和有效径向支承刚度KDr₂。

功率密集齿轮传动装置还包括一组空转齿轮70。每个空转齿轮70通过第三轴承80和第四轴承90，跨立安装在公共支承结构(行星架)60上。第三轴承80位于离空转齿轮70的中心的轴向距离为L₃的位置。第四轴承90位于离空转齿轮70的中心的轴向距离为L₄的位置。在第三轴承位置，第三轴承80连同行星架中的相关轴承座结构提供有效切向支承刚度KIt₃。在第四轴承位置，第四轴承90连同行星架中的相关轴承座结构提供有效切向支承刚度KIt₄。

在传动装置(A)的运转期间，传动齿轮10与每个齿轮组20的大齿轮21啮合，施加具有与由轴AR₁和AR₂定义的平面S垂直的切向分量F₀的啮合力。像传动齿轮10那样，第一反动齿轮30和在轴AR₁同侧的较小的传动小齿轮22啮合。反动齿轮30和较小的传动小齿轮22之间的啮合产生具有垂直于平面S的切向分量的啮合力。第二反动齿轮40在第一反动齿轮30的对侧，与较小的传动小齿轮22啮合。第二反动齿轮40和较小的传动小齿轮之间的啮合产生具有类似地垂直于平面S的切向分量F+ΔF的啮合力。

作用于阶式齿轮组20的啮合力由支承轴承50和55中的合力平衡，如图3的载荷图中所示。类似地，图4图解说明阶式齿轮组的切向力平衡图，其中切向的轴承载荷对第一支承轴承55来说是Ft₁，对第二支承轴承50来说是Ft₂。切向的有效轴承和轴承座支承刚度对第一轴承位置来说是KDt₁， 对第二轴承位置来说是KDt₂。

第一反动齿轮30还与空转齿轮70啮合，把切向啮合力F传给空转齿轮70。这种情况下，转动地平衡反动齿轮30。每个空转齿轮70再与第二反动齿轮40啮合，从而产生转动平衡从第一反动齿轮30受到的切向啮合力F的匹配切向啮合力F。这种情况下，第三轴承80受到切向载荷Ft₃，第四轴承90受到切向载荷Ft₄，如图解说明阶式齿轮20和空转齿轮70的切向力示图的图5，以及特别针对空转齿轮70的图6中所示。

为了分配在与两个反动齿轮30和40的啮合点的切向啮合力，同时使各个齿轮保持平行啮合，要小心地选择支承阶式齿轮20的轴承位置L₁和L₂。假定在第一反动齿轮30和较小的传动小齿轮22之间产生的切向啮合力与在第二反动齿轮40和较小的传动小齿轮22之间产生的切向啮合力的理想比值为：

${\mathrm{LR}}_T\≡\frac{F}{F+\mathrm{\ΔF}}$ (等式1)

第二轴承50和第一轴承55的轴承切向力比值为：

${\mathrm{\φ}}_{21}\≡\frac{{\mathrm{Ft}}_2}{{\mathrm{Ft}}_1}$ (等式2)

对应于，对空转齿轮来说，第四轴承90和第三轴承80的轴承切向力比值为：

${\mathrm{\φ}}_{43}\≡\frac{{\mathrm{Ft}}_4}{{\mathrm{Ft}}_3}$ (等式3)

为了实现均衡或者转动平衡，必须满足以下关系：

$\frac{L_1+{\mathrm{\φ}}_{21}(L-L_2)}{L-L_1+{\mathrm{\φ}}_{21}{L}_2}=\left(\frac{1-{\mathrm{LR}}_T}{1+{\mathrm{LR}}_T}\right)\frac{D_0}{D_1}$ (等式4)

和

$\frac{L_3}{L_4}={\mathrm{\φ}}_{43}$ (等式5)，

其中：

D₀是大齿轮21的啮合圆的半径；

D₁是传动小齿轮22的啮合圆的半径；

L₁是从大齿轮21到第一支承轴承55的中心距； 

L₂是从传动小齿轮22到第二支承轴承50的中心距； 

L₃是从空转齿轮70到第三轴承80的中心距；和 

L₄是从空转齿轮70到第四轴承90的中心距(参见图9)。

在切向载荷下，第一轴承55的中心经历切向位移，该切向位移的大小等于：

${\mathrm{SDt}}_1=\frac{{\mathrm{Ft}}_1}{{\mathrm{KDt}}_1}$ (等式6)

类似地，第二轴承50的中心经历切向位移，该切向位移的大小等于：

${\mathrm{SDt}}_2=\frac{{\mathrm{Ft}}_2}{{\mathrm{KDt}}_2}$ (等式7)

为了使齿轮组20保持恰当对准，从而使齿轮啮合移位和边缘载荷降至最小，理想的是具有SDt₁=SDt₂。这导致以下关系：

$\frac{{\mathrm{KDt}}_2}{{\mathrm{KDt}}_1}=\frac{{\mathrm{Ft}}_2}{{\mathrm{Ft}}_1}={\mathrm{\φ}}_{21}$ (等式8)

此外理想的是使Ft₁和Ft₂在相同方向上，以降低轴承载荷。即，

φ₂₁≥0    (等式9)

在切向载荷Ft₃下，第三轴承70的中心经历以下大小的切向位移：

${\mathrm{SIt}}_3=\frac{{\mathrm{Ft}}_3}{{\mathrm{KIt}}_3}$ (等式10)

在切向载荷Ft₄下，第四轴承80的中心经历以下大小的切向位移：

${\mathrm{SIt}}_4=\frac{{\mathrm{Ft}}_4}{{\mathrm{KIt}}_4}$ (等式11)

为了使空转齿轮70保持恰当对准，从而使齿轮啮合移位和边缘载荷降至最小，理想的是具有SIt₃=SIt₄。这导致：

$\frac{{\mathrm{KIt}}_4}{{\mathrm{KIt}}_3}=\frac{{\mathrm{Ft}}_4}{{\mathrm{Ft}}_3}={\mathrm{\φ}}_{43}$ (等式12)

为了保持传动装置系统的完整性，SDt₁=SDt₂=SIt₃=SIt₄(等式13)必须成立，从而：

$\mathrm{KR}\≡\frac{{\mathrm{KIt}}_3}{{\mathrm{KDt}}_1}=\frac{2(1+{\mathrm{\φ}}_{21})}{1+{\mathrm{\φ}}_{43}}\·\frac{{\mathrm{LR}}_T\·\mathrm{DR}}{1+{\mathrm{LR}}_T+(1-{\mathrm{LR}}_T)\·\mathrm{DR})}$ (等式14)

或者

${\mathrm{LR}}_T=\frac{\mathrm{KR}\·(1+{\mathrm{\φ}}_{43})\·(\mathrm{DR}+1)}{2(1+{\mathrm{\φ}}_{21})\·\mathrm{DR}+\mathrm{KR}\·(1+{\mathrm{\φ}}_{43})\·(\mathrm{DR}-1)}$ (等式15)

其中：

$\mathrm{DR}\≡\frac{D_0}{D_1}$ (等式16)

以下程序把上述关系落实到包含如在本公开中介绍的载荷分担机构的齿轮传动装置(A)的设计过程中：

步骤1-利用等式(1)，确定两个反动齿轮30和40的载荷分配比LR_T，和利用等式(2)和等式(3)，确定轴承载荷分配比；利用等式(16)，确定齿轮组节径比。

步骤2-利用等式(4)和等式(5)，选择轴承和它们的初始位置(L₁，L₂，L₃和L₄)；设计和制造轴承和支承结构，比如行星架，以实现预定的支承刚度(力)比；利用等式(8)、等式(12)和等式(14)，计算和检查实际的支承刚度(力)比。如果需要，反复重复设计和制造过程，直到获得轴承的在预定支承刚度比的可接受容限内的实际支承刚度(力)比为止。

步骤3-反复利用等式(15)，计算和检查实际齿轮载荷分配比，并且需要的话，利用前面的一个或多个步骤进行调整，直到获得在预定齿轮载荷分配比的可接受容限内的齿轮载荷分配比为止。

步骤4-利用等式(4)和等式(5)，连同实际的支承刚度比和齿轮载荷分配比，选择和调整支承轴承位置(L₁，L₂，L₃和L₄)。

可以单独使用上述过程，或者和其它程序，比如特别构成的行星架结构一起使用，以产生具有要求的支承刚度的满意解决方案和设计结构。

本公开的载荷分担原理可以用在例如图7中所示的直升机主齿轮箱(A1)中。齿轮系统(A1)是通过传动轴100，与传动动力源(未示出)联接的复合行星齿轮系，传动轴100和与传动齿轮110相关的环形齿轮105啮合。传动齿轮110再与一个或多个行星齿轮组120啮合，从而驱动所述一个或多个行星齿轮组120。每个行星齿轮组120由较大的行星齿轮121，和同轴联接到较大的行星齿轮121的传动行星齿轮122组成。传动行星齿轮122均起置于第 一和第二反动齿轮之间的较小的传动小齿轮的作用。第一反动齿轮采取空转中心齿轮130的形式，第二反动齿轮采取固定的环形齿轮140的形式。除了传动行星齿轮122之外，还使用一组空转行星齿轮170来提高主齿轮箱复合行星齿轮系(A1)的负载能力。在复合行星齿轮系(A1)内，利用行星架160支承各个行星齿轮。每个行星齿轮组120由安装在在切向具有一定程度的柔性的相关轴承座中的一对轴承150和155支承。第一支承轴承155，连同由行星架160支撑的相关轴承座结构一起被配置成提供切向方向的较柔软支承，和径向方向的刚性支承。同样地，第二支承轴承150提供切向方向的较柔软支承，和径向方向的刚性支承。

对于每个空转行星齿轮，第三支承轴承180和第四支承轴承190，和它们在行星架160中的轴承座结构提供切向的刚性支承。这使传动行星齿轮122比空转行星齿轮170更易于在空转中心齿轮130和固定环形齿轮140之间的环形空间中浮动，从而便利通过第二功率通路传输施加载荷的一部分。即，与第一和第二轴承位置为传动行星齿轮提供的支承相比，第三和第四轴承位置为空转行星齿轮提供更刚性的支承。

可以理解，每个传动行星齿轮122的轮齿受到单向弯曲，而空转行星齿轮170的轮齿受到双向弯曲。传动行星齿轮122的最大切向力为F+ΔF，空转行星齿轮170的最大切向力为F。为了维持防备轮齿弯曲破坏的相等安全裕度，非常可取的是使空转行星齿轮170传输比传动行星齿轮122小的切向力。即：

${\mathrm{LR}}_T=\frac{F}{F+\mathrm{\ΔF}}\≤1$ (等式17)

在实际应用中，建议具有在0.5和1.0之间的载荷分配比LR_T。反向弯曲轮齿的疲劳极限应力约为单向弯曲轮齿的疲劳极限应力的70%。从而，建议载荷分配比LR_T=0.7。为了实用上的考虑，可取的是在第一轴承155和第二轴承150之间，以及在第三轴承180和第四轴承190之间采用相等的切向载荷分配。即，φ₂₁=1和φ₄₃=1。

从而，在第一、第二、第三和第四轴承位置的刚度关系被确定为：

KDt₁＝KDt₂    (等式18)

KIt₃＝KIt₄    (等式19)

$\frac{{\mathrm{KIt}}_3}{{\mathrm{KDt}}_1}=\frac{1.4\mathrm{DR}}{1.7+0.3\mathrm{DR}}$ (等式20)

第一和第二轴承，以及第三和第四轴承顺着它们绕其旋转的相应轴的位置于是被确定为：

$\frac{L+L_1-L_2}{L-L_1+L_2}=0.1765\mathrm{DR}$ (等式21)

L₃＝L₄    (等式22)

参见附图，8A和8B图解说明用于获得期望的刚度关系的行星架。该行星架结构包括在等距隔开的轴承座处支承传动行星齿轮122的底轮毂(basehub)162，和与底轮毂162一起在等距隔开并且轴向对准的增强轴承座支承空转行星齿轮170的顶板164。底轮毂包括锥形部分168和花键轴套169。顶板164由在底轮毂162的圆周附近，布置在顶板164和底轮毂162之间的一组支柱166沿轴向支承。本领域的普通技术人员会认识到存在结合适当的支承轴承，提供足够的支承刚度的其它行星架结构。

例如，在图10和11的400，表示了用于获得期望的支承刚度关系的行星架结构的备选实施例。行星架400具有底轮毂420和顶板410。顶板410具有与行星架底轮毂420连接，从而支承行星架底轮毂420的突出柱460。在行星架的顶板和底轮毂中形成加强的轴承座470和471，用于接纳空转行星支承轴承(180和190)。从底轮毂420形成柔性轴承座480和481，用于接纳阶式行星齿轮支承轴承(150和155)。柔性轴承座是在由偏离的横壁494和495，以及垂直下落的壁491、492和493支承的公共轮毂440内构成的，如图11中所示。在行星架400的结构中布置多个减荷槽(431,432和433)，以便沿周向为阶式行星齿轮支承进一步提供柔韧性，和改善应力分布。垂直下落的壁491(或492)，轮毂体440和槽431形成开口沿相反方向布置的双“U”结构。这有助于在阶式齿轮的轴周向移动时，维持对准。这样产生的行星架结构能够提供如用(等式8)、(等式12)和(等式14)定义的所需齿轮支承刚度比，同时维持支承的齿轮恰当地对准。

本领域的普通技术人员会认识到本公开的载荷分担机构并不局限于用在图1和7中所示的行星齿轮系统中，而是适合于用在其它各种齿轮传动装置中，比如如图9中所示的转矩分流面齿轮传动装置。在转矩分流式面齿轮 传动应用中，第一反动齿轮采取空转面齿轮330的形式；第二反转齿轮是联接到输出轴365的一级面齿轮340。传动齿轮组320定义包括从动大齿轮321和较小的传动齿轮322的阶式齿轮。转矩分流面齿轮传动装置还包括一组空转小齿轮370。传动齿轮组320由与齿轮传动装置的轴承座或行星架相关的一对轴承，包括第一轴承355和第二轴承350支承。每个空转小齿轮370由包括第三轴承380和第四轴承390的一对轴承，跨立安装在轴承座上。

传动齿轮组320的大齿轮321与输入传动齿轮310啮合，从而由输入传动齿轮310驱动，输入传动齿轮310再联接到输入轴305和驱动发动机(未示出)。传动齿轮组320的小传动齿轮322夹在支承在与轴承座有关的轴承395上的空转面齿轮330和一级面齿轮340之间，并与所述空转面齿轮330和一级面齿轮340啮合。类似地，空转小齿轮370被夹在空转面齿轮330和一级面齿轮340之间，并且与空转面齿轮330和一级面齿轮340啮合。输入齿轮的旋转轴AR₁，传动齿轮组320的旋转轴AR₂，及空转面齿轮和一级面齿轮的旋转轴AR₃都位于公共平面S中。

在运转期间，输入功率从输入轴305通过转矩分流面齿轮传动装置被传送给输出轴365。功率在较小的传动齿轮322被分流，一部分被直接输送给一组面齿轮340，一部分被输送给空转面齿轮330。空转小齿轮370于是起交叉齿轮的作用，把功率从空转面齿轮330传回一级齿轮340。在这种情况下，传动功率在一级面齿轮340被重新组合，以驱动输出轴365。

在空转面齿轮30和一级面齿轮340之间分流的功率量由轴承(350、355、380和390)的位置以及在轴承位置的相关切向支承刚度，连同其它因素一道决定。在上面的等式(1)-(22)中陈述的关系适用于本实施例，可用于有选择地决定轴承的位置，以获得期望的功率分流。本领域的普通技术人员会认识到当应用于转矩分流面齿轮传动装置时，前面在等式(1)-(22)中涉及的任何径向维度应被解释成轴向。

本公开的其它变化和应用也是可能的，而不脱离本公开的精神。这里公开的实施例和应用应被视为解释和实现的方式，而不是对本公开的范围的限制。由于在上面的结构方面，可以作出各种变化，而不脱离本公开的范围，因此包含在上面的说明中，或者在附图中显示的所有内容应被理解为例证性的，而不是对本发明的限制。

Claims (15)

1.一种设计具有在输入和输出之间的多个转矩通路的齿轮传动装置(A)，以便在支承在行星架(60,160,460)中的一组传动行星小齿轮(22)和空转行星小齿轮(70)之间，实现选择的载荷分配的方法，所述行星架(60,160,460)都布置在第一和第二反动齿轮(30,40)之间，所述方法包括：

确定所述第一和第二反动齿轮的载荷分配比LR_T；

确定支承每个所述传动行星小齿轮的第一对轴承(50,55)的力比，和支承每个所述空转行星小齿轮的第二对轴承(80,90)的力比；

确定承载所述传动行星小齿轮的齿轮组组件(20，120)的节径比；

选择支承所述传动行星小齿轮的每对轴承的初始位置(L₁，L₂)，并选择支承所述空转行星小齿轮的每对轴承的初始位置(L₃，L₄)；

计算在所述选择的初始位置的所述各对轴承的实际力比；

计算所述传动行星小齿轮和所述空转行星小齿轮的实际齿轮载荷分配比；

比较所计算的实际力比和所计算的实际齿轮载荷分配比与相关的预定比值目标；和

通过重新计算所述各对轴承的所述力比，反复调整至少一个轴承位置，直到所述比较步骤指出所述实际力比和所述实际齿轮载荷分配比都在所述预定目标的可接受容限内为止。

2.按照权利要求1所述的方法，其中所述第一和第二反动齿轮的所述载荷分配比LR_T是按照下式，在第一反动齿轮(30)和传动行星小齿轮和空转行星小齿轮(22,70)之间产生的切向啮合力与在第二反动齿轮(40)和传动行星小齿轮和空转行星小齿轮(22,70)之间产生的切向啮合力的比值：

${\mathrm{LR}}_T\≡\frac{F}{F+\mathrm{\ΔF}}$

其中按照下式确定支承所述传动行星小齿轮(22)的所述各对轴承(50,55)的所述力比φ₂₁：

${\mathrm{\φ}}_{21}\≡\frac{{\mathrm{Ft}}_2}{{\mathrm{Ft}}_1}$

其中按照下式确定支承所述空转行星小齿轮(70)的所述各对轴承(80,90)的所述力比φ₄₃：

${\mathrm{\φ}}_{43}\≡\frac{{\mathrm{Ft}}_4}{{\mathrm{Ft}}_3}$

其中按照下式确定承载所述传动行星小齿轮(22)的所述齿轮组组件(20)的所述节径比DR：

$\mathrm{DR}\≡\frac{D_0}{D_1}$

其中LR_T是所述第一和第二反动齿轮之间的载荷分配比，

F是切向啮合力，

φ₂₁是所述第一对轴承(50,55)之间的轴承切向力之比，

Ft₁和Ft₂是第一对轴承的切向的载荷，

φ₄₃是所述第二对轴承(80,90)之间的轴承切向力之比，

Ft₃和Ft₄是所述第二对轴承的切向的载荷；和

DR是大齿轮(21)的节径D₀与传动行星小齿轮(22)的节径D₁的比值。

3.按照权利要求2所述的方法，其中按照下式选择支承所述传动行星小齿轮(22)的每对轴承的所述初始位置L₁，L₂，和支承所述空转行星小齿轮(70)的每对轴承的初始位置L₃，L₄：

$\frac{L_1+{\mathrm{\φ}}_{21}(L-L_2)}{L-L_1+{\mathrm{\φ}}_{21}{L}_2}=\left(\frac{1-{\mathrm{LR}}_T}{1+{\mathrm{LR}}_T}\right)\frac{D_0}{D_1}$

和

$\frac{L_3}{L_4}={\mathrm{\φ}}_{43}$

其中：

D₀是大齿轮(21)的节径；

D₁是传动行星小齿轮(22)的节径；

L₁是从大齿轮(21)到所述第一对轴承之一(55)的中心距离；

L₂是从传动行星小齿轮(22)到所述第一对轴承中的另一个轴承(50)的中心距离；

L₃是从空转行星小齿轮(70)到所述第二对轴承之一(80)的中心距离；

L₄是从空转行星小齿轮(70)到所述第二对轴承中的另一个轴承(90)的中心距离。

4.按照权利要求3所述的方法，其中按照下式计算在所述选择的初始位置(L₁，L₂，L₃和L₄)的所述各对轴承和的力比：

$\frac{{\mathrm{KDt}}_2}{{\mathrm{KDt}}_1}=\frac{{\mathrm{Ft}}_2}{{\mathrm{Ft}}_1}={\mathrm{\φ}}_{21}$

$\frac{{\mathrm{KIt}}_4}{{\mathrm{KIt}}_3}=\frac{{\mathrm{Ft}}_4}{{\mathrm{Ft}}_3}={\mathrm{\φ}}_{43}$

$\mathrm{KR}\≡\frac{{\mathrm{KIt}}_3}{{\mathrm{KDt}}_1}=\frac{2(1+{\mathrm{\φ}}_{21})}{1+{\mathrm{\φ}}_{43}}\·\frac{{\mathrm{LR}}_T\·\mathrm{DR}}{1+{\mathrm{LR}}_T+(1-{\mathrm{LR}}_T)\·\mathrm{DR})}$

其中KDt₁是所述第一对轴承之一(55)在第一轴承位置连同相关的轴承座结构提供的有效切向支承刚度；

KDt₂是所述第一对轴承中的另一个轴承(50)在第二轴承位置连同相关的轴承座结构提供的有效切向支承刚度；

KIt₃是所述第二对轴承之一(80)在第三轴承位置连同行星架中的相关轴承座结构提供的有效切向支承刚度；

KIt₄是所述第二对轴承中的另一个轴承(90)在第四轴承位置连同行星架中的相关轴承座结构提供有效切向支承刚度。

5.按照权利要求4所述的方法，其中按照下式计算所述第一和第二反动齿轮的实际齿轮载荷分配比：

${\mathrm{LR}}_T=\frac{\mathrm{KR}\·(1+{\mathrm{\φ}}_{43})\·(\mathrm{DR}+1)}{2(1+{\mathrm{\φ}}_{21})\·\mathrm{DR}+\mathrm{KR}\·(1+{\mathrm{\φ}}_{43})\·(\mathrm{DR}-1)}.$

6.按照权利要求1所述的方法，其中一组传动行星小齿轮(22)和所述一组空转行星小齿轮(70)之间的所述选择的载荷分配被选择成在0.5和1.0之间的范围内。

7.按照权利要求1所述的方法，具有两个转矩通路，并且其中所述转矩通路中的一个通路经过所述齿轮传动装置(A)，该齿轮传动装置(A)是周转齿轮系或转矩分流面齿轮传动装置中的一个，所述转矩通路中的一个通路承载的载荷小于另一个转矩通路承载的载荷，所述转矩通路中的一个通路经过所述一组传动行星小齿轮(22)到达所述输出，所述转矩通路中的另一个通路经过所述一组空转行星小齿轮(70)到达所述输出，所述一组空转行星小齿轮承载的载荷小于所述一组传动行星小齿轮承载的载荷。

8.按照权利要求1所述的方法，还包括以下步骤：

在所述行星架(460)中设置至少一个减荷槽(431,432,433)，所述减荷槽被布置成沿周向为每个齿轮组组件(20,120)提供柔韧性，和改善应力分布；在行星架(460)的顶板(410)和底轮毂(420)中设置加强的轴承座(470,471)，所述加强的轴承座(470,471)用于接纳支承所述空转行星小齿轮(70)的所述轴承，所述空转行星小齿轮支承轴承最初被布置在离所述空转行星小齿轮的轴向中点距离相等的位置L₃和L₄。

9.按照权利要求1所述的方法，其中最初按照下式选择所述第一对轴承(50,55,350,355)的所述位置L₁和L₂：

$\frac{L+L_1-L_2}{L-L_1+L_2}=0.1765\mathrm{DR}$

其中

L代表传动行星小齿轮(22,322)和大齿轮(21,321)之间的间距；

$\mathrm{DR}\≡\frac{D_0}{D_1}$

D₀是所述大齿轮(21,321)的节径；和

D₁是所述传动行星小齿轮(22,322)的节径。

10.一种改进的齿轮系(A,A1)，所述齿轮系(A,A1)具有在输入和输出之间的多个通路，并包括联接到输入轴(1)的传动中心齿轮(10,310)，空转中心齿轮(30,330)，和环形齿轮(40,340)，一组传动行星齿轮组(20,320)，每个传动行星齿轮组(20,320)都包括与传动中心齿轮啮合的大行星齿轮(21,321)，和沿着行星轴轴向隔开，并且与所述空转中心齿轮和所述环形齿轮啮合的至少一个小行星齿轮(22,232)，各自都包括空转行星齿轮(70,370)和空转行星轴的一组空转齿轮，和支承所述空转行星齿轮的行星架(60,160,460)，所述空转行星齿轮与所述空转中心齿轮和所述环形齿轮啮合，其中传动中心齿轮和空转中心齿轮是同轴布置的，并且沿着中心轴AR₁隔开；其中环形齿轮是环绕空转中心齿轮同轴布置的，其中传动行星齿轮组被布置在环形齿轮和空转中心齿轮之间的环形区域中，其中空转行星齿轮被布置在环形齿轮和空转中心齿轮之间的环形空间中，所述改进包括：

对于每个传动行星齿轮组，在轴向位置L₁和L₂，在相关的行星轴周围布置一对轴承(50,55)，选择所述轴向位置L₁和L₂，以实现经过所述行星齿轮组和所述空转行星齿轮的转矩传递的期望载荷分配比。

11.按照权利要求10所述的改进的齿轮系，其中所述空转行星齿轮(70,370)和所述传动行星齿轮组(20,320)之间的所述转矩传递的所述期望载荷分配比为LR_T，其中支承所述传动行星齿轮组的所述一对轴承(50,55)具有切向刚度比φ₂₁，每对轴承中的所述轴承的所述轴向位置L₁,L₂是按照下式选择的：

$\frac{L_1+{\mathrm{\φ}}_{21}(L-L_2)}{L-L_1+{\mathrm{\φ}}_{21}{L}_2}=\left(\frac{1-{\mathrm{LR}}_T}{1+{\mathrm{LR}}_T}\right)\frac{D_0}{D_1}$

其中

D₀是大行星齿轮(21)的节径；

D₁是小行星齿轮(22)的节径；

L₁是从大行星齿轮(21)到所述一对轴承之一(55)的中心距离；

L₂是从小行星齿轮(22)到所述一对轴承中的另一个轴承(50)的中心距离。

12.按照权利要求10所述的改进的齿轮系，其中在所述空转行星齿轮(70,370)和所述传动行星齿轮组(20,320)之间，所述转矩传递的所述期望载荷分配比为70％，其中支承所述传动行星齿轮组的所述一对轴承(50,55)中的每个轴承具有相同的轴向刚度，每对轴承中的所述轴承的所述轴向位置L₁，L₂是按照下式选择的：

$\frac{L+L_1-L_2}{L-L_1+L_2}=0.1765\mathrm{DR}$

其中

L代表传动行星齿轮组的大行星齿轮(21)和所述小行星齿轮(22)之间的间距；

$\mathrm{DR}\≡\frac{D_0}{D_1}$

D₀是传动行星齿轮组中的所述大行星齿轮(21,321)的节径；和

D₁是传动行星齿轮组中的所述小行星齿轮(22,322)的节径。

13.按照权利要求10所述的改进的齿轮系，其中所述空转行星齿轮(70,370)都由一对相同刚度的支承轴承(80,90)支承在相对的轴向端部，所述空转行星齿轮组支承轴承都布置在离相关的空转行星齿轮组的轴向中点距离相等的位置L₃和L₄。

14.按照权利要求10所述的改进的齿轮系，其中所述传动系统(A)是周转齿轮系，还包括具有行星架底座(162,420)和行星架板(164,410)的行星架(60,160,400)，所述行星架板是与所述传动中心齿轮(10,310)相反地轴向布置的，并且联接到输出轴，所述行星架支承所述传动行星齿轮组(20,320)和所述空转行星齿轮(70,370)的所述支承轴承(80,90)，利用围绕花键轴套(169)的成圆锥形逐渐缩小的部分(168)，使所述行星架底座(162,420)轴向偏离所述行星架板(164,410)，其中利用一组轴向对准的立柱(166,460)，在所述花键轴套和邻近外周界，把所述行星架板联接到所述行星架底座。

15.按照权利要求10所述的改进的齿轮系，其中所述传动系统(A1)是转矩分流面齿轮传动装置，其中所述传动行星齿轮组(20,320)和所述空转行星齿轮(70,370)之间的所述转矩传递的所述期望载荷分配比为LR_T，其中支承所述传动行星齿轮组的所述一对轴承(50,55)具有刚度比φ₂₁，具有相同刚度的每对轴承中的所述轴承的所述轴向位置L₁和L₂是按照下式选择的：

$\frac{L_1+{\mathrm{\φ}}_{21}(L-L_2)}{L-L_1+{\mathrm{\φ}}_{21}{L}_2}=\left(\frac{1-{\mathrm{LR}}_T}{1+{\mathrm{LR}}_T}\right)\frac{D_0}{D_1}$

其中

L代表传动行星齿轮组(320)的所述大行星齿轮(321)和所述小行星齿轮(322)之间的间距；

D₀是传动行星齿轮组中的所述大行星齿轮(21,321)的节径；和

D₁是所述小行星齿轮(22,322)的节径。