CN103154510B - 固定齿轮单元 - Google Patents

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Abstract

将一个旋转运动的速度从提供给一个输入轴（26）的一个第一速度增速到由一个输出轴（28）输送的一个第二速度的一种方法，该方法包括：将所述旋转运动从所述输入轴（26）经由所述输入轴（26）的一个传动齿轮（34）传输到一个副轴安排，以便在一个第一轴向方向上产生该输入轴（26）的一个第一轴向推力（F1），该传动齿轮（34）是螺旋状的并且具有一个第一螺旋角（ψ输入）；将所述旋转运动从所述副轴安排经由所述输出轴（28）的一个从动齿轮（44）传输到所述输出轴（28），以便在一个第二方向上产生该输出轴（28）的一个第二轴向推力（F2），所述从动齿轮（44）是螺旋状的并且具有大于所述第一螺旋角（ψ输入）的一个第二螺旋角（ψ输出），所述第二方向与所述第一方向基本上相反；并且将所述第一轴向推力（F1）和所述第二轴向推力（F2）施加到一个轴向刚性支撑结构（50）的同一个位置上，这样使得所述第一轴向推力和第二轴向推力（F1，F2）在所述支撑结构（50）中起反作用并且至少部分地相抵消。

Description

固定齿轮单元
发明领域
本发明涉及将一个旋转运动的速度从提供给一个输入轴的一个第一速度增速到由一个输出轴输送的一个第二速度的一种方法。本发明进一步涉及一种固定齿轮单元，该固定齿轮单元包括一个输入轴和与所述输入轴基本上平行的一个输出轴，该齿轮单元被配置成用于经由一个副轴安排在所述输入轴与所述输出轴之间提供一种非统一的传动比。
发明背景
使用风力涡轮机来发电正变得越来越受欢迎。风力涡轮机典型地包括一个转子，该转子配备有多个转子叶片，这些转子叶片用于将风转变成一种旋转运动。该转子典型地被安排成用于驱动一个发电机。由于风典型地以一个相对低的速度旋转翼并且现代发电机典型地被设计成用于以一个相对高的速度工作，因此，需要一个齿轮单元来将涡轮机转子的旋转速度增速到适于发电机的一个速度。
风力涡轮机通常被放置在高的风力涡轮机塔上，这些风力涡轮机塔被竖立在人口密度较小的地区或在海上。为了便于安装和维修，并且为了使风力涡轮机塔上的机械负荷最小化，非常希望有一种小体积并且低重量的齿轮传动。同时，这种构造需要是鲁棒的并能容忍天气和负荷的，这是因为偏远的风力涡轮机位置可能使得维修人员很难并且耗费时间来接近风力涡轮机。因此，总体上使用了提供一种高传动比的、相对轻的、简单的并且可靠的行星齿轮单元。
US2003/0123984A1披露了一种风力涡轮机，该风力涡轮机装备有一个行星齿轮单元，该行星齿轮单元配备有多个行星螺旋齿轮。每个行星齿轮都被轴颈连接到圆锥滚子轴承上的一个行星齿轮架上，这些圆锥滚子轴承被安排在一个“O”形构型中以用于提供径向支撑以及轴向支撑。
然而，存在对提供较高可靠性、较低重量和/或较低制造成本的一个齿轮单元的需要。
发明概述
本发明的一个目的在于解决或至少缓解上述问题中的一部分或全部。为此，提供了将一个旋转运动的速度从提供给一个输入轴的一个第一速度增速到由一个输出轴输送的一个第二速度的一种方法，该方法包括
将所述旋转运动从所述输入轴经由所述输入轴的一个传动齿轮传输到一个副轴安排，以便在一个第一轴向方向上产生该输入轴的一个第一轴向推力，该传动齿轮是螺旋状的并且具有一个第一螺旋角；
将所述旋转运动从所述副轴安排经由所述输出轴的一个从动齿轮传输到所述输出轴，以便在一个第二方向上产生该输出轴的一个第二轴向推力，所述从动齿轮是螺旋状的并且具有大于所述第一螺旋角的一个第二螺旋角，所述第二方向与所述第一方向基本上相反；并且
将所述第一轴向推力的至少一部分和所述第二轴向推力的至少一部分施加到一个轴向刚性支撑结构的同一个位置上，这样使得所述第一轴向推力和第二轴向推力在所述支撑结构中起反作用并且至少部分地相抵消。
螺旋角的差将起作用来使得所述推力的幅值更加相等，从而增加所述轴向推力至少部分地彼此相抵消的程度。该轴向刚性支撑结构上合成的力将由此受到限制。并且，通过将所述轴向推力施加到所述支撑结构的同一个位置上，这些输入轴和输出轴因变化的载荷状态而引起的轴向移动可以得到最小化。作为对照，在现有技术的增速方法中，输入轴和输出轴总体上将它们对应的动态轴向推力施加到一个齿轮单元壳体的相反的端壁上，这样使得该齿轮单元壳体在轴向负荷下在某种程度上挠曲或屈服，并且由此使这些输入轴和输出轴在某种程度上被推开。这种移动可以导致轴承的过早的失效，特别是在变化的负载状态下。轴向移动还要求一个在某种程度上宽容的齿轮单元设计，其中实质性的齿间隙或回冲允许某种自由度的移动。通过替代地将反向的轴向推力施加到一个支撑结构的同一个位置上，就有可能在输入轴与输出轴之间获得一种轴向刚性关系，使得这些输入轴和输出轴将不会在轴向方向上相对于彼此显著地移动。由此，可以出于这样一种增速方法而设计具有较紧密的回冲以及由此的增加的寿命的一个齿轮单元。在整个披露中，“基本上相反的方向”将被解释为所述方向形成超过165°的一个角。
根据一个实施例，所述轴向刚性支撑结构是一个主推力轴承安排，该主推力轴承安排使所述输入轴和输出轴互连，这样使得所述轴向推力经由该主推力轴承安排至少部分地相抵消。该主推力轴承安排可以包括一个或若干个推力轴承，这些推力轴承被安排为一个“推轴承安排”，即，当输入轴和输出轴被推向彼此时，用于提供支撑；这些推力轴承被安排为一个“拉轴承安排”，即，用于提供支撑以抵抗这些输入轴和输出轴被拉开；或这些推力轴承被安排为在这两个轴向方向上提供支撑的一个双向轴承安排。
根据一个实施例，所述轴向刚性支撑结构是一个主推力轴承座，该主推力轴承座轴向地支撑所述输入轴和所述输出轴，这样使得所述轴向推力经由所述主推力轴承座至少部分地相抵消。该主推力轴承座可以是将输入轴和输出轴两者固持在对应的推力轴承中以便允许对应的轴向推力相抵消的任何轴向刚性结构。通过举例，该主推力轴承座可以是在一个齿轮单元中定位在中央位置的一个托架，所述托架固持输入轴和输出轴，使得该输入轴的传动齿轮和该输出轴的从动齿轮被定位在所述托架的相反两侧上。所述输入轴和输出轴由此将各自同时拉动或同时推动到所述主推力轴承座的相反两侧上，这样使得所述推力将至少部分地相抵消。可替代地，该主推力轴承座可以是一个齿轮单元壳体的一个端壁的一部分，输入轴的传动齿轮和输出轴的从动齿轮可以相对于该壁而安排在同一侧上。在这样一种构型中，所述轴之一将会将一个轴向拉动力施加到所述壁上，而另一个轴将施加一个轴向推动力，这样使得所述推力在所述壁中将至少部分地相抵消。
根据一个实施例，所述方法进一步包括
将所述旋转运动经由所述副轴安排的多个副轴传输；并且
对于所述副轴安排的每个副轴来说，
在一个从动螺旋齿轮中产生一个从动齿轮轴向推力，该从动螺旋齿轮具有一个从动齿轮螺旋角；
在一个传动螺旋齿轮中产生一个传动齿轮轴向推力，该传动螺旋齿轮具有一个传动齿轮螺旋角，所述传动齿轮螺旋角大于所述从动齿轮螺旋角；
在所述第二方向上引导该从动齿轮轴向推力；并且
在所述第一方向上引导该传动齿轮轴向推力，这样使得每个副轴的对应的从动齿轮和传动齿轮的轴向推力在所述副轴内至少部分地相抵消。还通过抵消作用于每个副轴上的这些轴向推力的至少一部分，齿轮单元上的总合成轴向负荷将被减少。
根据本发明的另一个方面，通过一个固定齿轮单元解决了或至少缓解了上述问题的一部分或全部，该固定齿轮单元包括一个输入轴和与所述输入轴基本上平行的一个输出轴，该齿轮单元被配置成用于经由一个副轴安排在所述输入轴与所述输出轴之间提供一个传动比，该输入轴配备有一个传动齿轮，该传动齿轮与所述副轴安排的一个从动齿轮相啮合，并且该输出轴配备有一个从动齿轮，该从动齿轮与所述副轴安排的一个传动齿轮相啮合，该传动比是不统一的，这样使得该输入轴的该传动齿轮和该输出轴的该从动齿轮中的一个齿轮将被安排成用于在一个相对较低的扭矩下运行，并且另一个齿轮将被安排成用于在一个相对较高的扭矩下运行，所述相对较高的扭矩比所述相对较低的扭矩要高；该输入轴被轴颈连接在一个输入轴主推力轴承安排中，该输入轴主推力轴承安排被安装到一个主推力轴承座上并且被安排成用于在一个第一轴向方向上限制该输入轴的轴向移动；该输出轴被轴颈连接在一个输出轴主推力轴承安排中，所述输出轴主推力轴承安排与所述输入轴主推力轴承安排被共同定位在所述主推力轴承座上，所述输出轴主推力轴承安排被安排成用于在一个第二轴向方向上限制该输出轴的轴向移动，所述第二轴向方向与所述第一轴向方向基本上相反；所述主推力轴承座将该输入轴主推力轴承安排刚性地连接到该输出轴主推力轴承安排上；所述输入轴的所述传动齿轮是螺旋状的、具有一个第一旋向；所述输出轴的所述从动齿轮向是螺旋状的、具有一个第二旋，所述第二旋向与该第一旋向相同会获得一个正的传动比，而所述第二旋向与所述第一旋向相反会获得一个负的传动比；并且被安排成用于在一个相对较低的扭矩下运行的所述齿轮具有的螺旋角超过被安排成用于在一个相对较高的扭矩下运行的所述齿轮的螺旋角。
在这样一种齿轮单元中，当在一个传动方向上向输入轴提供扭矩时，由该输入轴的传动齿轮产生的轴向推力将抵抗所述输入轴主推力轴承安排而引导在所述第一轴向方向上。由输出轴的从动齿轮产生的轴向推力将引导在一个第二轴向方向上，该第二轴向方向与所述第一轴向方向基本上相反。由此，输入轴轴向推力和输出轴轴向推力将具有相反的方向并且被施加到同一个位置上，即，这些输入轴主推力轴承安排和输出轴主推力轴承安排由主推力轴承座结合之处。由此，这样一种齿轮单元可以用于执行以上所述的方法，并且由此涉及同一个发明概念。螺旋角的这种差将起作用来使得所述推力的幅值更加相等，从而增加所述轴向推力在主推力轴承座中至少部分地彼此相抵消的程度。该轴承座上合成的力由此将受到限制。由于输入轴和输出轴被安排成用于将它们的对应的轴向推力施加到同一个轴向刚性位置上，因此使这些轴的轴向移动减少。这允许更加紧密的齿轮传动回冲，该更加紧密的齿轮传动回冲延长了齿轮单元的使用寿命。此外，减少的轴向移动减少了所谓的滑移，该滑移是将在下文更详细描述的一种现象。与“基本上相反的方向”类似，术语“基本上平行”将被解释为形成小于15°的一个角。
根据一个实施例，所述主推力轴承座被固定到一个齿轮单元壳体上。由此，该主推力轴承座可以执行提供径向支撑的额外功能。
根据一个实施例，所述输入轴主推力轴承安排被安排在所述主推力轴承座的一个第一侧上，并且所述输出轴主推力轴承安排被安排在所述主推力轴承座的一个第二侧上，所述第二侧与所述第一侧相反。
根据本发明的另一个方面，通过一个固定齿轮单元解决了或至少缓解了上述问题的一部分或全部，该固定齿轮单元包括一个输入轴和与所述输入轴基本上平行的一个输出轴，该齿轮单元被配置成用于经由一个副轴安排在所述输入轴与所述输出轴之间提供一个传动比，该输入轴配备有一个传动齿轮，该传动齿轮与所述副轴安排的一个从动齿轮相啮合，并且该输出轴配备有一个从动齿轮，该从动齿轮与所述副轴安排的一个传动齿轮相啮合，该传动比是不统一的，这样使得该输入轴的该传动齿轮和该输出轴的该从动齿轮中的一个齿轮将被安排成用于在一个相对较低的扭矩下运行，并且另一个齿轮将被安排成用于在一个相对较高的扭矩下运行，所述相对较高的扭矩比所述相对较低的扭矩要高；该输入轴被轴颈连接到一个主推力轴承安排中的输出轴上，该主推力轴承安排被安排成用于在一个第一轴向方向上限制该输入轴相对于该输出轴的轴向移动；所述输入轴的所述传动齿轮是螺旋状的、具有一个第一旋向；所述输出轴的所述从动齿轮是螺旋状的、具有一个第二旋向，所述第二旋向与该第一旋向相同会获得一个正的传动比，而所述第二旋向与所述第一旋向相反会获得一个负的传动比；并且被安排成用于在一个相对较低的扭矩下运行的所述齿轮具有的螺旋角超过被安排成用于在一个相对较高的扭矩下运行的所述齿轮的螺旋角。在这样一种齿轮单元中，当在一个传动方向上向输入轴提供扭矩时，由该输入轴的传动齿轮产生的轴向推力将抵抗所述主推力轴承安排而引导在所述第一轴向方向上。由输出轴的从动齿轮产生的轴向推力将引导在一个第二轴向方向上，该第二轴向方向与所述第一轴向方向基本上相反。由此，输入轴轴向推力和输出轴轴向推力将具有相反的方向并且被施加到同一个位置上，即，这些轴由主推力轴承安排结合之处。这样一种齿轮单元可以用于执行以上所述的方法，并且由此涉及同一个发明概念。螺旋角的这种差将起作用来使得所述推力的幅值更加相等，从而增加所述轴向推力在所述主推力轴承安排中至少部分地彼此相抵消的程度。作用于输入轴和输出轴上的合成轴向推力由此将受到限制。由于输入轴和输出轴被安排成用于将它们的对应的轴向推力施加到同一个轴向不屈服的主推力轴承安排上，因此使这些轴的轴向移动和径向移动减少。这允许更加紧密的齿轮传动回冲，该更加紧密的齿轮传动回冲延长了齿轮单元的使用寿命。此外，减少的轴向移动减少了滚动元件在这些轴向推力轴承中的滑移。
根据一个实施例，所述输入轴被安排在所述主推力轴承安排的一个第一侧上，并且所述输出轴被安排在所述主推力轴承安排的一个第二侧上，所述第二侧与所述第一侧相反。
根据以上所述齿轮单元中的任一个的一个实施例，所述一个或多个主推力轴承安排（中的每一个）是一种双向推力轴承安排以用于在两个轴向方向上限制（对应的）输入轴或输出轴的轴向移动。由此，轴向力在主推力轴承座或主推力轴承中相抵消，这是视情况而定的，而不管齿轮单元的旋转方向或输入扭矩如何。
根据以上所述齿轮单元中的任一个的一个实施例，所述输入轴被连接到一个旋转动力源上，该旋转动力源用于在所述旋转的驱动方向上驱动该输入轴，并且所述输入轴的所述传动齿轮的旋向被定向成用于当该旋转动力源在所述驱动方向上向该输入轴传输扭矩时，在所述第一轴向方向上施加输入轴轴向推力。隐含地，由此将在与所述第一轴向方向基本上相反的所述第二轴向方向上施加输出轴的轴向推力。通过使齿轮单元连接到一个旋转动力源上来主要在所述驱动方向上从该旋转动力源接收旋转功率，就有可能将该齿轮单元设计成在预定的驱动方向上耐受与在与所述驱动方向相反的一个旋转方向上相比而言更大的扭矩。由此，重量可以减轻并且构造可以更加简单，这是因为一个或多个推力轴承可以是双向的，和/或多个壳体壁可以被制作得更薄。
根据以上所述齿轮单元中的任一个的一个实施例，所述输入轴和输出轴各自是在一个预加载安排中轴向地预加载的。所述输入轴和输出轴可以各自在多个辅助预加载轴承之间或在一个主推力轴承安排与一个辅助预加载轴承之间的一个预加载安排中被加载。在后一种情况下，该主推力轴承安排将具有以下双重功能：抵消动态轴向负荷，并且充当一个预加载安排的预加载轴承之一。这些辅助预加载轴承可以被定位在例如一个齿轮单元壳体的对应的端壁上。通过将动态轴向推力引导到一个单一的、轴向刚性位置上（在这个位置处，当在一个向前的、高载荷驱动方向上驱动齿轮单元时，这些推力至少部分地相抵消），预加载力的幅值就可以更自由地进行选择并且具有一个较高的准确度。在圆锥滚子轴承的情况下，一个准确的轴向预加载减少了滑移并且使得一个轴承的一个较大的部分的滚动元件在对应的轴的每个周转的一个较大的部分的过程中与轴承的内座圈和外座圈相接触，由此在这些滚动元件之间更加准确地分享了轴向负荷。出于此原因，正确预加载的推力轴承总体上具有比非预加载的推力轴承更长的预期寿命。然而，过高预加载的推力轴承总体上具有比非预加载的轴承更短的预期寿命。通过抵消动态轴向力的一个显著的部分，这些轴的预加载可以保持在一个较低的、更恒定的并且更准确的可选择的水平上。此外，承载这些预加载推力轴承的任何壳体或支撑结构都可以被确定尺寸为对于静态预加载来说是充分刚性的，而不会变得过重，就好像同样对来自螺旋齿轮的运行的重的动态轴向推力进行承载所要求的一样。也有可能将预加载推力轴承安排在一个挠性支座中以便提供一个选择的、恒定的轴向预加载力。再进一步来说，轴向预加载还在某种程度上减少了对应的轴的轴向移动和径向移动，由此延长了预期使用寿命。
根据以上所述齿轮单元中的任一个的一个实施例，所述输入轴和输出轴是基本上同心的。由此，最小的横向扭矩将作用于主推力轴承/主推力轴承座/上，并且最小的弯曲力将作用于输出轴上。在整个披露中，“基本上同心”将被解释为输入轴和输出轴中的至少一个的中央轴线延伸穿过由支撑另一个轴的一个推力轴承的外边界限定的一个表面。
根据以上所述齿轮单元中的任一个的一个实施例，所述输入轴的所述传动齿轮具有一个输入轴传动齿轮节圆直径D输入和一个输入轴传动齿轮螺旋角ψ输入；
所述输出轴的所述从动齿轮具有一个输出轴从动齿轮节圆直径D输出和一个输出轴从动齿轮螺旋角ψ输出；并且
所述输入轴的所述传动齿轮和所述输出轴的所述从动齿轮满足与以下公式相对应的一个条件
其中I总是所述齿轮单元的传动比。由此，合成轴向力被更进一步减少。优选地，
这样使得输入轴向推力和输出轴向推力在主推力轴承或主推力轴承座中在甚至更大的程度上相抵消，这视情况而定。
根据在此所述的齿轮单元中的任一个的一个实施例，所述副轴安排包括串联连接的多个基本上平行的副轴，每个副轴都配备有一个从动螺旋齿轮和一个传动螺旋齿轮，每个副轴的该传动齿轮都与同一个副轴的该从动齿轮具有相同的旋向。由此，每个副轴的轴向推力都作为每个对应的副轴内的压缩轴向力或拉伸轴向力而至少部分地相抵消。优选地，对于所述多个副轴的每个副轴i来说，对应的从动齿轮具有一个从动齿轮节圆直径D从动，i和一个从动齿轮螺旋角ψ从动，i；对应的传动齿轮具有一个传动齿轮节圆直径D传动，i和一个传动齿轮螺旋角ψ传动，i，该传动齿轮螺旋角ψ传动，i与该从动齿轮螺旋角ψ从动，i不同；并且
0.2<|（D传动，i*tanψ从动，i）/（D从动，i*tanψ传动，i）|<5。
在这种特定条件下，作用于每个副轴上的轴向推力分量在甚至更大的程度上彼此相抵消。甚至更优选地，
0.5<|（D传动，i*tanψ从动，i）/（D从动，i*tanψ传动，i）|<2，
这样使得作用于每个副轴上的大多数轴向推力分量相抵消。应了解，ψ从动，i并不需要是与ψ传动，i-1完全相同的；例如如果对应的轴并不完全平行就可以是这种情况。
根据以上所述齿轮单元中的任一个的一个实施例，所述齿轮单元是一个增速齿轮机构。另外，根据以上所述齿轮单元中的任一个的一个实施例，所述齿轮单元在所述输入轴与所述输出轴之间具有小于1/20的一个传动比。在此所披露的齿轮单元设计特别适用于一个增速齿轮机构和/或一个高传动比齿轮单元的大输入扭矩。
根据以上所述齿轮单元中的任一个的一个实施例，所述齿轮单元具有一个固定的传动比。这样一种设计是相对紧凑并且可靠的，这使得它特别适用于工业应用并且适用于例如在风力涡轮机中的发电。根据一个实施例，所述齿轮单元被连接在风力涡轮机的一个转子与一个发电机之间。
根据一个实施例，输入轴的传动齿轮被轴向地固定到该输入轴上，并且输出轴的从动齿轮被轴向地固定到该输出轴上。
根据一个实施例，对于所述副轴安排的每个副轴来说，该副轴的传动齿轮被相对于该副轴的从动齿轮轴向地固定。
根据一个实施例，对于所述齿轮单元的每个轴来说，相对于所述齿轮单元的另一个轴的轴角游隙θS满足以下条件
θS<tan-1(0.11/nG)
其中nG表示所述轴的一个齿轮的齿数，所述齿轮与所述另一个轴的一个齿轮相接合。
附图简要说明
本发明的上述以及另外的目的、特征和优点将通过参照附图对本发明的优选实施例的以下说明性和非限制性的详细说明而更好地理解，在附图中相同的参考数字将用于相似的元件，在附图中：
图1是一个风力涡轮机的示意性透视图；
图2是图1的风力涡轮机的机舱的示意性截面侧视图；
图3是一个固定齿轮单元的齿轮传动的示意性透视图；
图4是包括图3的齿轮传动的一个固定齿轮单元的示意性截面俯视图；
图5a是图4的齿轮单元的、沿线V-V获取的示意性截面侧视图；
图5b是由一个虚线矩形限定的图5a的区域的放大视图；
图6a是一个齿轮单元的一个第二实施例的示意性截面侧视图；
图6b是由一个虚线矩形限定的图6a的区域的放大视图；
图7a是一个齿轮单元的一个第三实施例的示意性截面侧视图；
图7b是由一个虚线矩形限定的图7a的区域的放大视图；
图8a是一个齿轮单元的一个第四实施例的示意性截面俯视图；并且
图8b是图8a的齿轮单元的、沿线B-B获取的示意性截面侧视图。
示例性实施方式的详细描述
现有技术的、总体上行星齿轮类型的风力涡轮机齿轮单元具有一些弱点。通过举例，为了在这些行星齿轮之间提供合理均匀的负荷分布，同时维持对制造公差的合理可接受的要求，总体上允许至少太阳轮在径向方向上自调准。由于螺旋齿轮被总体上用于使风力涡轮机的噪声最小化，因此齿轮单元的轴经受轴向推力，该轴向推力由齿轮单元壳体中的推力轴承承载。转子轴典型地将非常高水平的扭矩传输到该齿轮单元上；由此可见，在一个典型的齿轮单元中，输入轴轴承上的径向负荷和轴向负荷可能是非常高的。这种高负荷可以引起齿轮单元壳体挠曲或屈服，从而导致轴向轴承游隙增加并且要求实质性的齿轮传动回冲。这种轴向游隙可能限制涡轮机的寿命；由此可见，齿轮单元壳体需要被设计成承受多个实质性的力。
轴向推力的方向随齿轮单元上的负荷状态而变化；因此，轴向无约束的轴可以取决于风力涡轮机负荷而在轴向方向上平移。当负荷方向未限定，即，风速使得齿轮单元几乎没有负荷时，这尤其是一个问题。这种状态可以例如在风速以与风力涡轮机的自然减速速率（基于所有旋转零件的摩擦和角动量）相对应的一个速率减小的情况时发生。这样一种负荷状态提高了多个轴在它们的轴向间隙内的轴向前后移动的速率，这可以导致滚子轴承的多个滚动元件停止并使润滑油膜穿透。由此，这些滚子轴承可能过早地损坏。此外，在一个轴承内，多个滚动元件与一个座圈表面之间的接触损失可以引起在座圈表面与多个滚动元件之间的间歇的、滑移接触。这种现象被称为滑移并且可以增加轴承磨损。再进一步来说，由于实质性的回冲（即，啮合的齿轮的这些齿之间的间隙）而发生的交替的扭转瞬变也导致缩短一个典型的齿轮单元的寿命。
图1示意性地展示了一个风力涡轮机10，该风力涡轮机包括一个风力涡轮机塔12和一个机舱14。一个转子16（包括多个翼18）被连接到机舱14上。风17（其可以在强度和方向上发生变化）驱动转子16，使得该转子在一个转子驱动方向19上围绕例如一个水平轴线转动。风力涡轮机转子16的一种典型的旋转速度可以例如在5rpm与30rpm之间。
图2示意性地展示了机舱14的内部。转子16（图1）经由一个齿轮单元24而连接到一个发电机22上，该齿轮单元使转子16的低旋转速度增速到发电机22的一个较高的速度。一个齿轮单元输入轴26使转子16与齿轮单元24互连，并且在所述驱动方向19（图1）上向齿轮单元24提供一种低速的、高扭矩的旋转运动。一个齿轮单元输出轴28使齿轮单元24与发电机22互连，并且向发电机22提供一种高速的、低扭矩的旋转运动，该发电机将该旋转运动转换成用于分配到例如一个电力配电网（未示出）的电力。
一个典型的发电机22可以例如被设计成用于以在500rpm与5000rpm（每分钟转数）之间、并且更典型地在1000rpm与2000rpm之间的一个旋转速度上工作。由此可见，齿轮单元24的总传动比I总（其被定义为输入轴26的带符号旋转速度除以输出轴28的带符号旋转速度）优选地小于1/20（即，小于0.05），并且更优选地在1/50与1/200之间。一些风力涡轮机10可以被设计成以发电机22的一个固定速度如1500rpm工作，并且风力涡轮机翼18的偏角是基于风17的速度和方向来控制的，以便在输出轴28处获得1500rpm。一些风力涡轮机10可以配备有用于在发电机22处进行频率控制的装置，从而使得发电机22会补偿转子16的速度波动。
风力涡轮机10对齿轮单元24的机械稳定性提出多种特定要求。通过举例，一个典型的风力涡轮机齿轮单元24可以传输在1MW至10MW范围内的功率。风力涡轮机齿轮单元24的输入轴26上的扭矩可以典型地超过100kNm。
图3更详细地展示了齿轮单元24的齿轮传动。输入轴26经由一个副轴安排29被连接到输出轴28上，该副轴安排包括一个第一副轴30和一个第二副轴32，该第一副轴和该第二副轴是串联连接的。该输入轴配备有一个传动齿轮34，该传动齿轮与第一副轴上的一个从动齿轮36相啮合。输入轴26的传动齿轮34具有的节圆直径D输入比第一副轴30的从动齿轮36的相应的节圆直径D从动，1更大，这样使得输入轴26的传动齿轮34与第一副轴30的从动齿轮36的接合提供了从输入轴26到第一副轴30的旋转速度的一个第一增速，该第一增速具有传动比I1。
第一副轴30配备有一个传动齿轮38，该传动齿轮与第二副轴32上的一个从动齿轮40相啮合。第一副轴30的传动齿轮38具有的节圆直径D传动，1比第二副轴32的从动齿轮40的相应的节圆直径D从动，2更大，这样使得第一副轴30的传动齿轮38与第二副轴32的从动齿轮40的接合提供了从第一副轴30到第二副轴32的旋转速度的一个第二增速，该第二增速具有传动比I2。
第二副轴32配备有一个传动齿轮42，该传动齿轮与输出轴28上的一个从动齿轮44相啮合。第二副轴32的传动齿轮42具有的节圆直径D传动，2比输出轴28的从动齿轮44的相应的节圆直径D输出更大，这样使得第二副轴32的传动齿轮42与输出轴28的从动齿轮44的接合提供了从第二副轴32到输出轴28的旋转速度的一个第三增速，该第三增速具有传动比I3。由此可见，齿轮单元24包括具有传动比I1、I2、I3的三个齿轮级，这些齿轮级提供了从输入轴26到输出轴28的一个总传动比I总=I1*I2*I3。
图4展示了安排在一个齿轮单元壳体45中的齿轮单元24。
输入轴26的传动齿轮34是具有一个第一旋向的一个螺旋齿轮，所述第一旋向在此实例中为右手旋向，右手旋向被定义为当沿输入轴26的传动齿轮34的轴线A输入观看时随着齿从观察者延伸退后这些齿是顺时针扭转的。输入轴26的传动齿轮34进一步具有一个螺旋角ψ输入，该螺旋角被定义为在节圆处齿轮的螺旋线的切线与输入轴传动齿轮34的中央轴线A输入的方向之间形成的角的无符号值。
输出轴28的从动齿轮44是具有一个第二旋向的一个螺旋齿轮，所述第二旋向在此实例中为左手旋向，左手旋向被定义为当延沿输出轴28的从动齿轮44的轴线A输出观看时随着齿从观察者延伸退后这些齿是逆时针扭转的。输出轴28的从动齿轮44进一步具有一个螺旋角ψ输出，该螺旋角被定义为在节圆处齿轮的螺旋线的切线与输出轴从动齿轮44的中央轴线A输出的方向之间形成的角的无符号值。螺旋角的相同的定义加以必要修改而应用于齿轮单元24的其他螺旋齿轮。
当使输入轴26在驱动方向19（图3）上旋转时，所述驱动方向如在输入轴26朝向输出轴28的中央轴线A输入的方向上所见是顺时针的，输入轴26的螺旋传动齿轮34（该螺旋传动齿轮被轴向地固定到输入轴26上）将产生作用在输入轴26上的一个轴向推力F1。由于输入轴26的传动齿轮34的旋向，轴向推力F1将被引导向输出轴28。
由所述第一副轴30和第二副轴32将在与驱动方向19相反的一个输出方向47（图3）上旋转的这个输出轴28的从动齿轮44将产生一个轴向推力F2。输出轴28的从动齿轮44被轴向地固定到输出轴28上，这样使得轴向力F2将作用于输出轴28上。由于输出轴26的从动齿轮44的旋向，使得轴向推力F2将被引导向输入轴26。轴向推力F1、F2的方向是由多个箭头展示的。
输入轴26和输出轴28是同心的，并且在一个主推力轴承座50处相会。在主推力轴承座50处，输入轴26和输出轴28被轴颈连接的方式将在下文进一步更详细描述。主推力轴承座50以一种非旋转的方式被固定到齿轮单元壳体45上，并且在这个特定的实例中，形成一个托架以用于将输入轴26固持在其一个第一、输入侧52上，并将输出轴28固持在其一个第二、输出侧54上。主推力轴承座50的输入侧52与输出侧54相反。
主推力轴承座50形成一个轴向刚性支撑结构，在该轴向刚性支撑结构处，输入轴26和输出轴28被轴颈连接以便将轴向推力F1、F2转移到其上。由于输入轴26的传动齿轮34的旋向和输出轴28的从动齿轮44的对应的旋向被定向成使得对应的轴向推力F1、F2被引导在相对的方向上，因此轴向推力F1、F2由此在主推力轴承座50中将至少部分地相抵消。这减少了输入轴26和输出轴28以及它们的相关联的齿轮34、44的移动，这进而允许更紧密的齿轮回冲。另外，由于输入轴26和输出轴28是同心的，轴向推力F1、F2将不会引起到主推力轴承座50上或到这些轴26、28自身上的任何实质性的横向扭矩或弯曲力。
当在驱动方向19（图3）上向输入轴26提供扭矩时，轴向推力F1、F2作为在输入轴26和输出轴28在主推力轴承座50中相遇处的一个压缩力而抵消。在风力涡轮机10（图1）的正常运行过程中，提供给齿轮单元24的平均的并且瞬时的扭矩典型地在驱动方向19上比在相反的方向上要大。由此，齿轮单元24并不一定需要被安排成用于承载在相反的方向上重的轴向推力，即，起作用以便推动输入轴26远离输出轴28的推力。
根据以上对传动比I总的定义，输入轴26和输出轴28的相反的旋转方向将产生一个负的总传动比I总。作为一般规则，为了在与输入轴轴向推力F1相反的方向上产生一个输出轴轴向推力F2，对于在输入轴26与输出轴28之间串联连接偶数个副轴来说，第二旋向（所述第二旋向是输出轴28的旋向）应与第一旋向（所述第一旋向是输入轴26的旋向）应当是相同的。对于在输入轴26与输出轴28之间串联连接奇数个副轴来说，该第二旋向与该第一旋向应当是相同的。此外，对于输入轴26如在朝向输出轴28的轴向方向上所见的一个顺时针驱动方向19来说，应选择输入轴26的右手旋向传动齿轮34以用于获得在主推力轴承座50处相遇的轴向推力F1、F2。对于输入轴26的一个逆时针驱动方向19来说，应选择输入轴26的一个左手旋向传动齿轮34以用于获得在主推力轴承座50处相遇的轴向推力F1、F2。
优选地，输入轴26的传动齿轮34和输出轴28的从动齿轮44满足以下条件
(1)
已发现，如果这个条件得到满足，那么输入轴26和输出轴28的轴向推力F1、F2的一个显著的部分将抵消。
更优选地，
(2)
并且理想的是，
(3)
这样使得在F1与F2之间存在一个几乎完全的轴向推力平衡。由此，由输入轴26和输出轴28施加到齿轮单元壳体45的轴向端壁上的轴向负荷可以基本上被消除。如本领域普通技术人员将明白，以上表达式(1)-(3)还可以进行调整，以便补偿齿轮单元24的摩擦。
作为满足以上所有条件的一个具体实例，对于具有1/100的一个总传动比I总的齿轮单元24来说，输入轴26的传动齿轮可以具有2500mm（毫米）的一个节圆直径D输入和2.5°的一个螺旋角ψ输入，而输出轴28的从动齿轮44可以具有200mm的一个节圆直径D输出和20°的一个螺旋角ψ输出。
为了实现到齿轮单元壳体45上的一个最小的总轴向负荷，副轴安排29（图3）的副轴30、32也可以是轴向平衡的。这可以通过使得副轴30、32中的每一个副轴装备有同一个旋向的一个对应的传动齿轮和一个对应的从动齿轮来实现，优选地在其对应的较大的节圆直径齿轮上比在其对应的较小的节圆直径齿轮上具有更大的螺旋角。在图4的示例性齿轮单元24中，第一副轴30的从动齿轮36具有一个从动齿轮螺旋角ψ从动，1，并且传动齿轮38具有与从动齿轮36相同的旋向的一个传动齿轮螺旋角ψ传动，1。由此，当输入轴26在所述驱动方向19上旋转时，由第一副轴30的螺旋齿轮36、38产生的轴向推力的至少一部分会作为一个拉伸力而在第一副轴30中抵消。从动齿轮36的节圆直径D从动，1大于传动齿轮38的节圆直径D传动，1；由此，传动齿轮螺旋角ψ传动，1优选地超过从动齿轮螺旋角ψ从动，1，这样使得轴向平衡仍然进一步得到改进。
优选地，对于一个副轴安排的每个副轴i来说，
0.2<|（D传动，i*tanψ从动，i）/（D从动，i*tanψ传动，i）|<5，(4)
其中，在图4的具体实施例中，i=1表示第一副轴30的对应的特性D从动，1、ψ从动，1、D传动，1以及ψ传动，1，并且i=2表示第二副轴32的对应的特性。
更优选地，
0.5<|（D传动，i*tanψ从动，i）/（D从动，i*tanψ传动，i）|<2，(5)
并且理想的是，
|（D传动，i*tanψ从动，i）/（D从动，i*tanψ传动，i）|≈1。(6)
在这些条件下，这些副轴在轴向方向上可以是完全平衡的，并且它们的轴颈连接可以是无推力轴承的，即，它们可以被仅仅在径向方向上进行实质性的支撑地轴颈连接。
作为满足以上所有条件的一个具体实例，对于图3的齿轮单元24来说，第一副轴30的从动齿轮36可以具有550mm的一个节圆直径D从动，1和2.5°的一个螺旋角ψ从动，1；第一副轴30的传动齿轮38可以具有1500mm的一个节圆直径D传动，1和7°的一个螺旋角ψ传动，1；第二副轴32的从动齿轮40可以具有400mm的一个节圆直径D从动，2和7°的一个螺旋角ψ从动，2；并且第二副轴32的传动齿轮42可以具有1100mm的一个节圆直径D传动，2和20°的一个螺旋角ψ传动，2。
图5a（其示出了沿图4的中央轴线A输入的截面V-V）展示了输入轴26和输出轴28的一个示例性轴颈连接，并且图5b的放大视图展示了如何将轴26、28轴颈连接到主推力轴承座50上的细节。输入轴26在一个输入轴主推力轴承安排56中被轴颈连接到主推力轴承座50上，该输入轴主推力轴承安排包括实施为一个第一圆锥滚子轴承58的一个第一推力轴承和实施为一个第二圆锥滚子轴承60的一个第二推力轴承。这两个圆锥滚子轴承58、60在相反的方向上成锥，这样使得它们一起形成一个双向推力轴承安排，即，输入轴推力轴承安排56被适配成用于支撑在两个轴向方向上的多个实质性的轴向负荷。
类似地，输出轴28在一个输出轴主推力轴承安排62中被轴颈连接到主推力轴承座50上，该输出轴主推力轴承安排也包括在相反的方向上成锥的两个圆锥滚子轴承64、66，由此形成一个双向推力轴承安排。输入主推力轴承安排56和输出主推力轴承安排62被共同定位在主推力轴承座50上，该主推力轴承座使所述主推力轴承安排56、62以一种轴向刚性方式互连。
由于输入轴主推力轴承安排56和输出轴主推力轴承安排62是双向的，因此，当在与所述驱动方向19相反的一个方向上向输入轴26提供扭矩时，轴向推力F1、F2作为一个拉伸力而在主推力轴承座50中相抵消。由此，到齿轮单元壳体45的轴向端壁78、80上的轴向负荷减少，而不管输入轴26的运行方向或负荷方向如何。
一个辅助轴承68在径向方向上支撑输入轴26。由于输入轴主推力轴承安排56是双向的并且提供所需的所有轴向支撑，因此辅助轴承68并不需要被安排成用于提供任何轴向支撑。由此，辅助轴承68可以是例如圆柱（非圆锥）滚子轴承类型的一个简单的、径向支撑轴承。
可替代地，辅助轴承68还可以是例如圆锥滚子轴承类型的一个轴向推力轴承，该轴向推力轴承在一个轴向方向上支撑输入轴26。由此，辅助轴承68可以用作一个预加载轴承，该预加载轴承用于在辅助轴承68与输入轴主推力轴承安排56之间轴向地对输入轴26进行预加载。在这样一种构型中，辅助轴承68和输入轴推力轴承安排56一起形成一个预加载安排，该预加载安排可以使得输入轴26永久地保持在拉伸负荷或压缩负荷下。由此，可以延长输入轴主推力轴承安排56的寿命。此外，最小回冲可以被设计成使齿轮单元24的这些齿轮的齿相配对，从而使得整个齿轮单元24的运行寿命增加。
输出轴28还可以是在一个预加载安排中预加载的，该预加载安排由一个辅助轴向推力轴承70和输出轴主推力轴承安排62形成。还有可能在具有多个推力轴承的类似的预加载安排中准确地预加载副轴30、32，这些副轴可以与以上已参照图4所述的副轴一致而轴向地平衡。
图6a至图6b展示了齿轮单元24的这些轴承的一个替代构型，根据该构型，输入轴26和输出轴28被安排成用于更直接地彼此转移轴向推力F1、F2。在图6a至图6b所示的特定实例中，输出轴28经由一个主推力轴承安排156而轴颈连接到输入轴26上，该主推力轴承安排允许输入轴26和输出轴28独立于彼此旋转。主推力轴承安排156包括一个第一圆锥滚子轴承158和一个第二圆锥滚子轴承160，该第一圆锥滚子轴承和该第二圆锥滚子轴承被安排在输入轴26的一个轴向凹陷174之中。这两个圆锥滚子轴承158、160在相反的方向上成锥，这样使得它们一起形成一个双向推力轴承安排。由此，输入轴26和输出轴28的轴向推力F1、F2在主推力轴承安排156处相会并且至少部分地彼此抵消，而不用考虑输入轴26的驱动方向。主推力轴承安排156由此形成一个轴向刚性支撑结构以用于从输入轴26和输出轴28两者非屈服地接收轴向负荷。
输入轴26被轴颈连接在一个辅助轴承176中，该辅助轴承被安装在一个轴承座150上。辅助轴承176并不需要是一个推力轴承，这是因为轴向推力将主要由主推力轴承安排156来承载。然而，与以上参照图5a至图5b所述内容类似，辅助轴承176作为一个替代方案可以是一个推力轴承，该推力轴承可以用于反抗例如一个第二辅助轴承68而预加载该输入轴26。
轴承座150和安装到其上的辅助轴承176两者都不是平衡在齿轮运转时出现的动态轴向推力所必需的；由此，可以去除该轴承座和该辅助轴承并且可以通过可供本领域普通技术人员使用的其他装置来提供径向支撑。
作为对将一个双向的主推力轴承安排156并入齿轮单元24中的一个替代，对于意图用于一个应用中的一个齿轮单元来说（在该应用中，该齿轮单元主要在一个单一的、预定的驱动方向19（图3）上暴露于高的扭矩），使用一个单向主推力轴承安排将就足够了，如上文已描述。
图7a至图7b展示了齿轮单元24的这些轴承的又一个替代构型，根据该构型，输入轴26是空心的，并且主推力轴承安排156被定位到输入轴26的凹陷174深处。在图7a中，即使轴向推力F1展示于输出轴28上，也应了解，推力F1作用于包围输出轴28的空心输入轴26上。
在图7a至图7b的构型中，输入轴和输出轴是经由一个主推力轴承安排156互连的，轴26、28的轴向推力F1、F2是经由该主推力轴承安排抵消的。然而，作为一个替代方案（未示出），输入轴26可以用一个输入轴主推力轴承安排来轴颈连接到齿轮单元壳体45的轴向端壁178上，该输入轴主推力轴承安排被配置成将轴向推力从输入轴26转移到轴向端壁178上。类似地，输出轴28可以用一个输出轴主推力轴承安排来轴颈连接到齿轮单元壳体45的同一个轴向端壁178上，该输出轴主推力轴承安排被配置成将轴向推力从输出轴28转移到轴向端壁178上。在这样一种构型中，齿轮单元壳体45的轴向端壁178将形成一个与以上已参照图5a至图5b所述的主推力轴承座类似的主推力轴承座。然而，这样一种构型与图5a至图5b的安排的不同之处将在于：输入轴26的传动齿轮34和输出轴28的从动齿轮44将被定位在主推力轴承座的同一侧上，这样使得当齿轮单元24运行时，输入轴主推力轴承安排和输出轴主推力轴承安排之一将支撑一个轴向推动力，而另一个将支撑一个轴向拉动力。
图8a至图8b展示了这些副轴的一个替代构型，根据该构型，齿轮单元24包括一个第一副轴安排29和一个第二副轴安排29’。副轴安排29、29’各自包括一个对应的第一副轴30、30’和一个对应的第二副轴32、32’，这些第一副轴配备有一个从动齿轮36、36’和一个传动齿轮38、38’；并且所述第二副轴32、32’也配备有一个从动齿轮40、40’和一个传动齿轮42、42’。这两个副轴安排29、29’被平行安排并且被配置成在输入轴26与输出轴28之间提供一个完全相同的传动比I总。输入轴26和输出轴28，以及齿轮单元24的这些副轴30、30’、32、32’将在如以上参照图1至图7b所披露任何其他实施例的、由所附权利要求书限定的相同的条件下是轴向平衡的。在图8b所示的特定实例中，输入轴26和输出轴28的轴向负荷在一个主推力轴承安排156中至少部分地相抵消，抵消方式与上文已参照图6a至图6b所述的方式类似。
在图8a至图8b中展示了输入轴26和输出轴28的两个平行副轴安排，这两个平行副轴安排对应地与相同的传动齿轮34和从动齿轮44相啮合。然而，齿轮单元还可以配备有任何其他数量的平行副轴安排，并且这些副轴可以被连接在不同组的输入轴26的多个传动齿轮与输出轴28的多个从动齿轮之间；在此所披露的轴向推力平衡的总原则将仍然适用。
在以上所述的所有实施例中，轴向力F1、F2在一个轴向刚性支撑结构中的这种至少部分抵消导致至少输入轴26和输出轴28以及它们的相关联的齿轮34、44的移动减少。与在现有技术的齿轮单元中可能获得的相比，这允许一个更紧密的回冲。换言之，齿轮单元24可以被设计为一个低回冲齿轮单元。根据经验，可以通过以下关系式获得具有nG1个齿的一个齿轮G1（该齿轮G1与被固定固持的另一个齿轮GG2相配对）的角齿轮游隙θG1
θG1=tan-1(k/nG1)(7)
其中数字k是角游隙的决定系数。当应用于以上所述的齿轮单元24的一个示例性齿轮接合时，可以通过以下关系式获得输入轴26的具有n34个齿的传动齿轮34的角齿轮游隙θ34
θ34=tan-1(k/n34)(8)
假定第一副轴30的从动齿轮36是被固持成不能移动的。典型地，对于k<0.1，获得了每个齿轮34、36、38、40、42、44相对于其对应的配对齿轮的一个合适的角齿轮游隙。由此，对于一个合理紧密的低回冲齿轮箱来说，齿轮单元24的大多数并且优选所有的齿轮34、36、38、40、42、44都具有满足以下关系式的一个角齿轮游隙θG
θG<tan-1(0.1/n)(9)
其中n是对应的齿轮的齿数。可以获得一个甚至更加紧密的低回冲齿轮箱，其条件是齿轮单元24的大多数并且优选所有的齿轮34、36、38、40、42、44都具有满足以下关系式的一个角齿轮游隙θG
θG<tan-1(0.07/n)(10)。
允许经由多个螺旋齿轮G1、G2相接合的一对轴S1、S2相对于彼此移动的一个轴向游隙导致在这些轴之间产生一个角游隙，这是因为轴S1、S2的相对轴向平移将使得齿轮G1、G2转动成它们的螺旋接合。由此可见，这些轴在齿轮单元中的减少的轴向移动还直接导致在这些轴之间的角游隙减少。
对于这对轴S1、S2来说，同一个经验法可以是可适用的，其条件是这些齿轮G1、G2被轴向地固定到它们对应的轴S1、S2上；可以通过以下关系式获得轴S1相对于轴S2的角游隙θS1
θS1=tan-1(k/nG1)(11)
其中齿轮G1具有nG1个齿，数字k再一次是角游隙的决定系数。
对于被设计成用于至少部分地平衡轴向推力并且因此减少轴向移动的一个齿轮单元24来说，根据在此所披露的准则，每个轴26、28、30、32在经由多个配对齿轮连接到另一个轴上时的轴角游隙θS优选地与数字k<0.11相对应，更优选地与数字k<0.08相对应，并且甚至更优选地与数字k<0.07相对应。由此，输入轴26与输出轴28之间的总的轴角游隙将是较低的。
虽然在理论上是可能的，但由于例如摩擦、油的黏度、生产公差、磨损等等，实际上不可能使轴向力F1、F2完美地精确抵消至100%。因此，输入轴26和输出轴28两者以及它们的对应的齿轮34、44优选例如借助于一个推力轴承安排而相对于壳体45轴向地固定。由此，它们将不会在齿轮单元24运行时随负荷状态的变化而轴向地平移。这在用于变化载荷条件的齿轮单元如用于一个风力涡轮机的齿轮单元24中具有特定的价值，这是因为显著的轴向平移可以导致多个轴或多个齿轮到达齿轮单元壳体45中的一个末端位置，从而导致齿轮单元24受损。输入轴26或输出轴28的轴向平移还可以损坏任何上游设备或下游设备如一个转子轴承或一个发电机22。
即使并非必要，以上实例中所展示的输入轴26和输出轴28也是相对于齿轮单元壳体45而径向地固定的。由此，它们将不会在齿轮单元24运行时因变化的负荷状态而径向地平移。
为了至少部分地平衡每个副轴30、32内的轴向力，每个副轴30、32的对应的传动齿轮38、42和从动齿轮36、40被相对于彼此轴向地固定。通过举例，第一副轴30的从动齿轮36相对于同一个副轴30的传动齿轮38被轴向地固定。这些副轴30、32还可以相对于齿轮单元壳体45被轴向地固定。这些副轴30、32还可以用一种与输入轴26和输出轴28的预加载类似的方式在对应对的轴向预加载轴承（未示出）之间被预加载。
以上已参考一些实施例主要描述了本发明。然而，本领域普通技术人员容易了解的是，除以上披露的实施例之外的其他实施例在由所附专利权利要求书限定的本发明的范围内同样是可能的。
例如，应了解，可以将以上所披露的不同实施例的多个特征组合起来，以便形成另一些实施例。通过举例，参照图4所披露的表达式(1)-(6)表示对于所有实施例都有效的传动比、齿轮节圆直径以及对应的螺旋角之间的优选关系式。
此外，取决于所希望的传动比，齿轮单元可以配备有在输入轴与输出轴之间串联连接的任何数量的副轴，例如，一个单一的副轴或三个副轴。为了获得以上所述的轴向推力平衡，输入轴的传动齿轮和输出轴的从动齿轮的对应的旋向、节圆直径以及螺旋角应相应地进行选择，如以上已描述。
该齿轮单元还可以配备有在输入轴与输出轴之间平行连接的任何数量的副轴安排。如果这些平行副轴安排就螺旋角和齿轮半径而言是类似的，那么以上与轴向平衡有关的数学表达式和条件仍是有效的。对于非类似的平行副轴安排来说，表达式(1)至(6)可能需要相应地进行调整，如本领域普通技术人员应了解。
齿轮单元24不是必须被放置在一个壳体中以形成一个齿轮箱；可替代地，齿轮单元24可以被安排在一个开放的支撑结构或台架中，可以将多个轴轴颈连接在该开放的支撑结构或台架中，并且可以将一个主推力轴承座50附接到该开放的支撑结构或台架上。
齿轮单元24可以形成一个较大的齿轮单元或系统的一部分；即，齿轮单元24可以与连接到输入轴26和/或输出轴28上的其他齿轮相组合以便形成一个较大的齿轮系统。通过举例，可以将齿轮单元24连接到一个行星齿轮上，该行星齿轮与齿轮单元24一起形成一个齿轮系统，而该齿轮系统具有的总传动比与齿轮单元24单独的传动比不同。
以上已描述了可以如何使用齿轮单元24来在一个风力涡轮机内提供一个传动比。然而，根据本发明的齿轮单元的应用领域并不限于如风力涡轮机的发电设施；通过举例，固定的、轴向推力平衡的齿轮单元也可以用于其他工业应用中，例如造纸厂。
术语“螺旋齿轮”和“螺旋角”应被广义地解释，以便包括具有如斜齿轮的弯曲的、但总的来说遵循一条总体上螺旋状的路径是齿的齿轮，从而使得那些齿轮以一种与螺旋齿轮等效的方式起作用。

Claims (22)

1.将一个旋转运动的速度从提供给一个输入轴(26)的一个第一速度增速到由一个输出轴(28)输送的一个第二速度的一种方法，该方法包括
将所述旋转运动从所述输入轴(26)经由所述输入轴(26)的一个传动齿轮(34)传输到一个副轴装置(29)，以便在一个第一轴向方向上产生该输入轴(26)的一个第一轴向推力(F1)，该传动齿轮(34)是螺旋状的并且具有一个第一螺旋角(ψ输入)；
将所述旋转运动从所述副轴装置(29)经由所述输出轴(28)的一个从动齿轮(44)传输到所述输出轴(28)，以便在一个第二方向上产生该输出轴(28)的一个第二轴向推力(F2)，所述从动齿轮(44)是螺旋状的并且具有大于所述第一螺旋角(ψ输入)的一个第二螺旋角(ψ输出)，所述第二方向与所述第一方向基本上相反；并且
将所述第一轴向推力(F1)的至少一部分和所述第二轴向推力(F2)的至少一部分施加到一个轴向刚性支撑结构(50；156)的同一个位置上，这样使得所述第一轴向推力和第二轴向推力(F1，F2)在所述支撑结构(50；156)中起反作用并且至少部分地相抵消。
2.根据权利要求1所述的方法，所述轴向刚性支撑结构是一个推力轴承装置(156)，该推力轴承装置使所述输入轴(26)和输出轴(28)互连。
3.根据以上权利要求中任一项所述的方法，所述轴向刚性支撑结构是一个主推力轴承座(150)，该主推力轴承座轴向地支撑所述输入轴(26)和所述输出轴(28)。
4.根据权利要求1或2所述的方法，进一步包括
将所述旋转运动经由所述副轴装置(29)的多个副轴(30，32)传输；并且
对于所述副轴装置(29)的每个副轴(30；32)来说，
在一个从动螺旋齿轮(36，40)中产生一个从动齿轮轴向推力，该从动螺旋齿轮具有一个从动齿轮螺旋角(ψ从动，1；ψ从动，2)；
在一个传动螺旋齿轮(38；42)中产生一个传动齿轮轴向推力，该传动螺旋齿轮具有一个传动齿轮螺旋角(ψ传动，1；ψ传动，2)，所述传动齿轮螺旋角(ψ传动，1；ψ传动，2)大于所述从动齿轮螺旋角(ψ从动，1；ψ从动，2)；
在所述第二方向上引导该从动齿轮轴向推力；并且
在所述第一方向上引导该传动齿轮轴向推力，这样使得每个副轴(30；32)的对应的从动齿轮和传动齿轮(36，38；40，42)的轴向推力在所述副轴(30；32)内至少部分地相抵消。
5.固定齿轮单元，该固定齿轮单元包括一个输入轴(26)和与所述输入轴(26)基本上平行的一个输出轴(28)，该齿轮单元(24)被配置成用于经由一个副轴装置(29)在所述输入轴(26)与所述输出轴(28)之间提供一个传动比(I总)，该输入轴(26)配备有一个传动齿轮(34)，该传动齿轮与所述副轴装置(29)的一个从动齿轮(36)相啮合，并且该输出轴(28)配备有一个从动齿轮(44)，该从动齿轮与所述副轴装置(29)的一个传动齿轮(42)相啮合，该传动比(I总)是不统一的，这样使得该输入轴(26)的该传动齿轮(34)和该输出轴(28)的该从动齿轮(44)中的一个齿轮(44)将被安排成用于在一个相对较低的扭矩下运行，并且另一个齿轮(34)将被安排成用于在一个相对较高的扭矩下运行，所述相对较高的扭矩比所述相对较低的扭矩要高，其特征在于
该输入轴(26)被轴颈连接在一个输入轴主推力轴承装置(56)中，该输入轴主推力轴承装置被安装到一个主推力轴承座(50)上并且被安排成用于在一个第一轴向方向上限制该输入轴(26)的轴向移动；
该输出轴(28)被轴颈连接在一个输出轴主推力轴承装置(62)中，所述输出轴主推力轴承装置(62)与所述输入轴主推力轴承装置(56)被共同定位在所述主推力轴承座(50)上，所述输出轴主推力轴承装置(62)被安排成用于在一个第二轴向方向上限制该输出轴(28)的轴向移动，所述第二轴向方向与所述第一轴向方向基本上相反；
所述主推力轴承座(50)将该输入轴主推力轴承装置(56)刚性地连接到该输出轴主推力轴承装置(62)上；
所述输入轴(26)的所述传动齿轮(34)是螺旋状的、具有一个第一旋向；
所述输出轴(28)的所述从动齿轮(44)是螺旋状的、具有一个第二旋向，所述第二旋向与该第一旋向相同会获得一个正的传动比(I总)，而所述第二旋向与所述第一旋向相反会获得一个负的传动比(I总)；并且
被安排成用于在一个相对较低的扭矩下运行的所述齿轮(44)具有的螺旋角(ψ输出)超过被安排成用于在一个相对较高的扭矩下运行的所述齿轮(34)的螺旋角(ψ输入)。
6.根据权利要求5所述的固定齿轮单元，所述主推力轴承座(50)被固定到一个齿轮单元壳体(45)上。
7.根据权利要求5至6中任一项所述的固定齿轮单元，所述输入轴主推力轴承装置(56)被安排在所述主推力轴承座(50)的一个第一侧(52)上，并且所述输出轴主推力轴承装置(62)被安排在所述主推力轴承座(50)的一个第二侧(54)上，所述第二侧(54)与所述第一侧(52)相反。
8.固定齿轮单元，该固定齿轮单元包括一个输入轴(26)和与所述输入轴(26)基本上平行的一个输出轴(28)，该齿轮单元被配置成用于经由一个副轴装置(29)在所述输入轴(26)与所述输出轴(28)之间提供一个传动比(I总)，该输入轴(26)配备有一个传动齿轮(34)，该传动齿轮与所述副轴装置(29)的一个从动齿轮(36)相啮合，并且该输出轴(28)配备有与所述副轴装置(29)的一个传动齿轮(42)相啮合的从动齿轮(44)，该传动比(I总)是不统一的，这样使得该输入轴(26)的该传动齿轮(34)和该输出轴(28)的该从动齿轮(44)中的一个齿轮(44)将被安排成用于在一个相对较低的扭矩下运行，并且另一个齿轮(34)将被安排成用于在一个相对较高的扭矩下运行，所述相对较高的扭矩比所述相对较低的扭矩要高，其特征在于
该输入轴(26)被轴颈连接到一个主推力轴承装置(156)中的该输出轴(28)上，该主推力轴承装置被安排成用于在一个第一轴向方向上限制该输入轴(26)相对于该输出轴(28)的轴向移动；
所述输入轴(26)的所述传动齿轮(34)是螺旋状的、具有一个第一旋向；
所述输出轴(28)的所述从动齿轮(44)是螺旋状的、具有一个第二旋向，所述第二旋向与该第一旋向相同会获得一个正的传动比(I总)，而所述第二旋向与所述第一旋向相反以获得一个负的传动比(I总)；并且
被安排成用于在一个相对较低的扭矩下运行的所述输入轴(26)的所述传动齿轮(34)和所述输出轴(28)的所述从动齿轮(44)中的所述一个齿轮(44)具有的螺旋角(ψ输出)超过被安排成用于在一个相对较高的扭矩下运行的所述输入轴(26)的所述传动齿轮(34)和所述输出轴(28)的所述从动齿轮(44)中的所述另一个齿轮(34)的螺旋角(ψ输入)。
9.根据权利要求8所述的固定齿轮单元，所述输入轴(26)被安排在所述主推力轴承装置(156)的一个第一侧上，并且所述输出轴(28)被安排在所述主推力轴承装置(156)的一个第二侧上，所述第二侧与所述第一侧相反。
10.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，所述主推力轴承装置(56，62；156)是双向的，以用于在两个轴向方向上限制对应的输入轴(26)和/或输出轴(28)的轴向移动。
11.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，所述输入轴(26)和输出轴(28)各自是在一个预加载装置中轴向预加装的。
12.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，所述输入轴(26)和所述输出轴(28)是基本上同心的。
13.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，
所述输入轴(26)的所述传动齿轮(34)具有一个输入轴传动齿轮节圆直径D输入和一个输入轴传动齿轮螺旋角ψ输入；
所述输出轴(28)的所述从动齿轮(44)具有一个输出轴从动齿轮节圆直径D输出和一个输出轴从动齿轮螺旋角ψ输出；并且
所述输入轴(26)的所述传动齿轮(34)和所述输出轴(28)的所述从动齿轮(44)满足与以下公式相对应的一个条件
其中I总是所述齿轮单元(24)的传动比。
14.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，所述副轴装置包括串联连接的多个基本上平行的副轴(30，32；30’，32’)，每个副轴(30，32；30’，32’)都配备有一个从动螺旋齿轮(36，40；36’，40’)和一个传动螺旋齿轮(38，42；38’，42’)，每个副轴(30，32；30’，32’)的该传动齿轮(38，42；38’，42’)都与同一个副轴(30，32；30’，32’)的该从动齿轮(36，40；36’，40’)具有相同的旋向。
15.根据权利要求14所述的固定齿轮单元，其中对于所述多个副轴中的每个副轴i(30；32；30’；32’)来说，
对应的从动齿轮(36；40；36’；40’)具有一个从动齿轮节圆直径D从 动，i和一个从动齿轮螺旋角ψ从动，i；
对应的传动齿轮(38；42；38’；42’)具有一个传动齿轮节圆直径D传 动，i和一个传动齿轮螺旋角ψ传动，i，该传动齿轮螺旋角ψ传动，i与该从动齿轮螺旋角ψ从动，i是不同的；并且
0.2<|(D传动，i*tanψ从动，i)/(D从动，i*tanψ传动，i)|<5。
16.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，其中所述齿轮单元是一个增速齿轮机构(24)。
17.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，所述齿轮单元(24)在所述输入轴(26)与所述输出轴(28)之间具有小于1/20的一个传动比(I总)。
18.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，所述齿轮单元(24)具有一个固定的传动比(I总)。
19.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，所述齿轮单元(24)是用于一个风力涡轮机(10)的齿轮单元。
20.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，其中该输入轴(26)的该传动齿轮(34)被轴向地固定到该输入轴(26)上，并且该输出轴(28)的该从动齿轮(44)被轴向地固定到该输出轴(28)上。
21.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，其中对于所述副轴装置(29)的每个副轴(30；32)来说，该副轴(30；32)的该传动齿轮(38；42)被相对于该副轴(30；32)的该从动齿轮(36；40)轴向地固定。
22.根据权利要求5、6、8和9中任一项所述的固定齿轮单元，其中对于所述齿轮单元(24)的每个轴(26，28，30；32)来说，相对于所述齿轮单元(24)的另一个轴的轴角游隙θS满足以下条件
θS<tan-1(0.11/nG)
其中nG表示所述轴(26，28，30；32)的一个齿轮(34，36，38，40，42，44)的齿数，所述齿轮(34，36，38，40，42，44)与所述另一个轴的一个齿轮相接合。
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Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113915319A (zh) * 2021-10-28 2022-01-11 中国船舶重工集团海装风电股份有限公司 风力发电机组增速齿轮箱

Families Citing this family (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102012205248B4 (de) * 2012-03-30 2013-10-24 Suzlon Energy Gmbh Triebstrang für eine Windturbine
SE1250367A1 (sv) * 2012-04-12 2013-10-13 Autoinvent Transip Ab Mobil fordonsväxelenhet
CN107740751B (zh) * 2017-11-15 2023-12-08 宜春学院 一种小型水平轴风力机轴向支撑结构
CN108730130B (zh) * 2018-05-17 2024-04-30 河南昊翔新能源科技有限公司 一种悬挂式高效风力发电机
CN108412707A (zh) * 2018-05-17 2018-08-17 许占欣 一种悬挂式风力发电机用油浸式增速器
TWI685611B (zh) 2018-10-04 2020-02-21 南臺學校財團法人南臺科技大學 動能擷取機構
CN111102127B (zh) * 2018-10-26 2021-04-16 南台学校财团法人南台科技大学 动能撷取机构
CA3086465C (en) * 2020-07-09 2022-03-01 Jerry D. Washington, Jr. Windmill electrical power system and torque enhanced transmission
CN111794892A (zh) * 2020-07-13 2020-10-20 马卫富 一种基于重力可进行双发电机的水力发电组件
CN113775480A (zh) * 2021-10-28 2021-12-10 中国船舶重工集团海装风电股份有限公司 风力发电机组传动链装置
CN113803216B (zh) * 2021-10-28 2023-06-06 中国船舶重工集团海装风电股份有限公司 风力发电机组

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3894621A (en) * 1973-12-26 1975-07-15 Allis Chalmers Splined thrust washer
DE19654896A1 (de) * 1996-06-17 1998-01-02 Renk Ag Getriebe
DE19961695A1 (de) * 1999-12-21 2001-06-28 Zahnradfabrik Friedrichshafen Stirnradgetriebe mit einem doppelschrägverzahnten Festrad
JP2005321000A (ja) * 2004-05-07 2005-11-17 Toyota Motor Corp 歯車の軸線位置を自動補正する歯車装置
CN101403425A (zh) * 2007-10-05 2009-04-08 株式会社牧田 电动工具的减速机构

Family Cites Families (24)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2600912A (en) * 1947-02-19 1952-06-17 Gordon L Olson Speed reducing mechanism
US2762232A (en) * 1952-06-16 1956-09-11 Falk Corp Speed reducer
US2835138A (en) * 1955-10-19 1958-05-20 Link Belt Co Speed reducer gear drives
US2888831A (en) * 1956-09-07 1959-06-02 Reliance Electric & Eng Co Gear reducer and frame therefor
DE1204907B (de) 1957-04-24 1965-11-11 August Gunnar Ferdinand Wallgr Zahnradgetriebe
US2982144A (en) * 1958-04-21 1961-05-02 Wallgren August Gunn Ferdinand Gearing
US3029661A (en) * 1959-07-09 1962-04-17 Falk Corp All purpose speed reducer
GB1521736A (en) * 1975-08-21 1978-08-16 Perkin Elmer Ltd Change-speed apparatus
JPS5920050B2 (ja) 1982-03-17 1984-05-10 崇 高橋 ヘリカルギヤによる動力伝達機構
US4719813A (en) * 1983-10-28 1988-01-19 Lazar Chalik Gear assembly
US4612816A (en) * 1983-10-28 1986-09-23 Lazar Chalik Gear assembly
US5205797A (en) * 1989-10-20 1993-04-27 Fuji Jukogyo Kabushiki Kaisha Torque distribution control system for a four-wheel drive motor vehicle
DE4012188A1 (de) * 1990-04-14 1991-10-24 Sumitomo Heavy Industries Getriebebaureihe
US5169370A (en) * 1991-07-25 1992-12-08 Zexel-Gleason Usa, Inc. End-thrust design for parallel-axis differential
US5680793A (en) * 1992-07-06 1997-10-28 Hansen Transmission International Nv Series of gear units
JPH1044802A (ja) * 1996-07-30 1998-02-17 Fuji Heavy Ind Ltd ４輪駆動車の動力配分制御装置
US6029532A (en) * 1997-01-31 2000-02-29 Reliance Electric Industrial Company Gearing commonality system for gear reducers
US5927147A (en) * 1998-02-09 1999-07-27 Harrier Technologies, Inc. Power sharing gear sets
IT1306265B1 (it) * 1998-07-21 2001-06-04 Varvel Spa Dispositivo variatore di velocita'
GB0002122D0 (en) * 2000-01-31 2000-03-22 Hansen Transmissions Int Gear unit
WO2002063747A2 (de) 2001-02-08 2002-08-15 Sew-Eurodrive Gmbh & Co Verzahnungsteil eines getriebemotors, baureihe von getriebemotoren und verbindung
DE10343993B4 (de) * 2003-09-23 2020-04-02 Zf Friedrichshafen Ag Schaltgetriebe mit geringer Wellendurchbiegung
US7217212B2 (en) * 2004-10-27 2007-05-15 Orbiter Gears Marketing & Finance Ag Differential gear system having a stably-oriented orbiting gear
SE1250367A1 (sv) * 2012-04-12 2013-10-13 Autoinvent Transip Ab Mobil fordonsväxelenhet

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3894621A (en) * 1973-12-26 1975-07-15 Allis Chalmers Splined thrust washer
DE19654896A1 (de) * 1996-06-17 1998-01-02 Renk Ag Getriebe
DE19961695A1 (de) * 1999-12-21 2001-06-28 Zahnradfabrik Friedrichshafen Stirnradgetriebe mit einem doppelschrägverzahnten Festrad
JP2005321000A (ja) * 2004-05-07 2005-11-17 Toyota Motor Corp 歯車の軸線位置を自動補正する歯車装置
CN101403425A (zh) * 2007-10-05 2009-04-08 株式会社牧田 电动工具的减速机构

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN113915319A (zh) * 2021-10-28 2022-01-11 中国船舶重工集团海装风电股份有限公司 风力发电机组增速齿轮箱
CN113915319B (zh) * 2021-10-28 2024-02-02 中船海装风电有限公司 风力发电机组增速齿轮箱

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