CN109153327A - 用于高效车辆传动的齿轮轴向推力优化 - Google Patents

Abstract

一种选择性地联接到布置于车辆上的内燃机的发动机曲轴的传动装置包含输入轴、主轴、输出轴、第一副轴和第二副轴。第一齿轮组包含布置于所述主轴上的第一主轴齿轮、布置于所述第一副轴上的第一副轴齿轮和布置于所述第二副轴上的第一副轴齿轮。第二齿轮组包含布置于所述主轴上的第二主轴齿轮、布置于所述第二副轴上的第一副轴齿轮和布置于所述第二副轴上的第二副轴齿轮。所述第一齿轮组中的所述齿轮都具有第一螺旋角。所述第二齿轮组中的所述齿轮都具有第二螺旋角。所述第一和第二螺旋角被选择来提供齿轮恒定导程，由此引导到所述第一和第二副轴上的推力得以平衡。

Description

用于高效车辆传动的齿轮轴向推力优化

相关申请的交叉引用

本申请要求2016年4月3日提交的第62/317,619号美国临时申请的优先权。以上申请的公开内容以引用的方式并入本文中。

技术领域

本公开大体上涉及一种具有改进的轴承配置的传动装置和通过减小在操作期间由传动装置的齿轮产生的轴承推力载荷而最小化轴承摩擦损耗的有关方法。

背景技术

常规机动车动力系统通常具有建立从发动机到车辆牵引轮的功率递送路径的倍率传动机构。为了高效地递送功率，传动齿轮必须被设计成平衡和减小由传动轴支承轴承所承载的推力载荷。还合乎需要的是最小化由螺旋齿轮产生的轴向推力载荷以提高车辆传动装置的总效率。

本文中所提供的背景描述是出于大体上呈现本公开的上下文的目的。当前提出的发明人的工作在此背景技术部分中描述的程度上以及在提交时并未具有作为现有技术的资格的描述的方面既不明确地也不隐含地被认为针对本公开的现有技术。

发明内容

一种选择性地联接到布置于车辆上的内燃机的发动机曲轴的传动装置包含输入轴、主轴、输出轴、第一副轴和第二副轴。第一和第二副轴从主轴偏置且可驱动地连接到输入轴和主轴。第一齿轮组包含布置于主轴上的第一主轴齿轮、布置于第一副轴上的第一副轴齿轮和布置于第二副轴上的第一副轴齿轮。第一齿轮组中的齿轮以啮合方式接合。第二齿轮组包含布置于主轴上的第二主轴齿轮、布置于第二副轴上的第一副轴齿轮和布置于第二副轴上的第二副轴齿轮。第二齿轮组中的齿轮以啮合方式接合。第一齿轮组中的齿轮都具有第一螺旋角。第二齿轮组中的齿轮都具有第二螺旋角。第一和第二螺旋角被选择来提供齿轮恒定导程，由此引导到第一和第二副轴上的推力得以平衡。

根据额外特征，传动装置进一步包含可旋转地支承第一副轴的第一和第二副轴轴承。第三和第四副轴轴承可旋转地支承第二副轴。进入第一、第二、第三和第四轴承中的轴向载荷基于齿轮恒定导程而减轻。轴向载荷小于10牛顿。在一个配置中，轴向载荷为零。第一、第二、第三和第四副轴轴承中的至少一个包括圆柱滚子型轴承。在一个布置中，第一、第二、第三和第四副轴轴承都包括圆柱滚子型轴承。

根据其它特征，第一主轴齿轮产生第一力。第一副轴的第一副轴齿轮产生第二力。第二副轴的第一副轴齿轮产生第三力。第二和第三力相等且与第一力相反。第二主轴齿轮产生第四力。第一副轴的第二副轴齿轮产生第五力。第二副轴的第二副轴齿轮产生第六力。第五和第六力相等且与第四力相反。第一力等于第四力。

在其它特征中，选择第一和第二组中的齿轮的旋向，使得由齿轮产生的力被引向传动装置的至少一个轴承，所述至少一个轴承相对于传动装置的剩余轴承具有减小的滑动速度。传动装置进一步包含第一主轴轴承、第二主轴轴承和油盘轴承，它们都支承主轴。油盘轴承布置于第一与第二主轴轴承之间。由齿轮产生的力被引向油盘轴承，而第一和第二主轴轴承经受的力为零。

选择性地联接到布置于车辆上的内燃机的发动机曲轴且根据本公开的另一实例构造而成的传动装置包含输入轴、主轴、输出轴、第一副轴和第二副轴。第一和第二副轴从主轴偏置且可驱动地连接到输入轴和主轴。第一齿轮组包含布置于主轴上的第一主轴齿轮、布置于第一副轴上的第一副轴齿轮和布置于第二副轴上的第一副轴齿轮。第一齿轮组中的齿轮以啮合方式接合。第二齿轮组包含布置于主轴上的第二主轴齿轮、布置于第二副轴上的第一副轴齿轮和布置于第二副轴上的第二副轴齿轮。第二齿轮组中的齿轮以啮合方式接合。多个轴承支承输入轴、主轴、输出轴、第一副轴和第二副轴。引导到第一和第二副轴上的推力得以平衡。第一和第二组中的齿轮具有旋向，所述旋向产生被引向多个轴承的至少一个轴承的力，所述至少一个轴承相对于多个轴承的剩余轴承具有减小的滑动速度。

根据额外特征，第一齿轮组中的齿轮都具有第一螺旋角。第二齿轮组中的齿轮都具有第二螺旋角。第一和第二螺旋角被选择来提供齿轮恒定导程，由此引导到第一和第二副轴上的推力得以平衡。多个轴承进一步包括第一、第二、第三和第四副轴轴承。第一和第二副轴轴承可旋转地支承第一副轴。第三和第四副轴轴承可旋转地支承第二副轴。第一、第二、第三和第四副轴轴承上的轴向载荷为零。第一、第二、第三和第四副轴轴承中的至少一个包括圆柱滚子型轴承。

根据其它特征，第一主轴齿轮产生第一力。第一副轴的第一副轴齿轮产生第二力。第二副轴的第一副轴齿轮产生第三力。第二和第三力相等且与第一力相反。第二主轴齿轮产生第四力。第一副轴的第二副轴齿轮产生第五力。第二副轴的第二副轴齿轮产生第六力。第五和第六力相等且与第四力相反。第一力等于第四力。多个轴承进一步包括第一主轴轴承、第二主轴轴承和油盘轴承，它们都支承主轴。油盘轴承布置于第一与第二主轴轴承之间。由齿轮产生的力被引向油盘轴承，而第一和第二主轴轴承经受的力为零。

一种用于选择传动装置中的螺旋齿轮以最小化传动装置内的推力的方法包含选择至少两个齿轮组。每个齿轮组具有主轴齿轮、第一副轴齿轮和第二副轴齿轮。确定传动装置内的每个功率路径的齿轮组中的扭矩传递齿轮。选择用于至少两个齿轮组中的第一齿轮组的第一螺旋角。基于第一螺旋角确定至少两个齿轮组中的第二齿轮组的第二螺旋角以平衡第一与第二齿轮组之间经受的轴向力。

根据额外特征，准备线性方程的矩阵。矩阵具有与(Y)用于第一齿轮组中的齿轮的轴向力的和、(M)具有从螺旋角到力的切向力传递函数和(X)螺旋值有关的数据。矩阵以形式Y＝MX准备。通过使用线性平方矩阵解算器求解X来确定第二螺旋角。

附图说明

根据详细描述和附图，将更完全理解本公开，在附图中：

图1是根据一个现有技术实例构造而成的传动装置的示意性图示；

图2是根据本公开的一个实例构造而成且具有恒定导程和LH主轴旋向的传动装置的示意性图示；且

图3是根据本公开的另一实例构造而成且具有恒定导程和RH主轴旋向的传动装置的示意性图示。

具体实施方式

首先参考图1，根据现有技术的一个实例构造而成的多级变速齿轮传动装置被示出且大体上以编号10引用。多级变速齿轮传动装置10是由燃料控制发动机(例如柴油发动机等，未示出)通过输入轴18选择性地驱动的重载传动装置。多级变速齿轮传动装置10可以是包括与分段式和/或组合式辅助部分串联连接的主传动装置部分的复合式传动装置。尤其如所使用，重型车辆的此类型的传动装置通常具有9、10、12、13、16或18个前进速度。用于本公开的特定实例具有12个前进速度且因此具有12个功率路径。传动输出轴20从多级变速齿轮传动装置10向外延伸且通常借助于后驱传动轴与车辆驱动轮轴22以驱动方式连接。

多级变速齿轮传动装置10具有主轴，所述主轴以编号30共同地识别且由第一主轴38和第二或中间主轴40组成。主轴30与输入轴18共轴。传动装置10具有第一副轴42和第二副轴44。副轴42和44从输入轴18和主轴30偏置。副轴42和44被说明为彼此偏置，然而在一些实例中，副轴42和44可与彼此共轴。输出轴20可与主轴30共轴。

第一主轴38被第一主轴轴承38A支承在传动装置10的壳体46中以便于旋转。第二主轴40被前第二主轴轴承40A和后第二主轴轴承40B支承在传动装置10的壳体46中。油盘轴承30A进一步支承主轴30。第一副轴42被第一副轴轴承42A和第二副轴轴承42B支承在传动装置10的壳体46中以便于旋转。传动装置14的第一副轴42具有副轴齿轮50、52、54、56和58。第二副轴44被第三副轴轴承44A和第四副轴轴承44B支承在传动装置10的壳体46中以便于旋转。传动装置10的第二副轴44具有副轴齿轮60、62、64、66和68。传动装置10的主轴30具有主轴齿轮70、72、74、76和78。主离合器可选择性地将扭矩输送到传动装置10中。头戴式离合器84、第一滑动爪形离合器88和第二滑动爪形离合器90可如在图1中所观察的左右移动以连接各个主轴齿轮70到78以及副轴齿轮50到58和60到68，以在传动装置10内获得所要驱动齿轮和扭矩路径。

主轴30的右旋端可驱动地连接到太阳齿轮110。行星齿轮架112连接到输出轴20或与输出轴20成一体，所述输出轴20通过驱动轮轴22可驱动地连接到车辆牵引轮。环形齿轮118接合由齿轮架112所承载的行星小齿轮120。

如本文中所使用，术语“旋(hand)”用于标示齿轮上的齿轮齿斜率的方向。当从齿轮的侧面观察时，从上到下是右旋的。从下到上是左旋的。旋结合功率流动方向确定了推力方向。术语“螺旋角”用于标示螺旋齿轮的任何螺旋与其右边的圆形柱上的轴向线之间的角度。如所已知，螺旋齿轮上的齿的角度在啮合时会在齿轮上产生推力载荷。这些推力载荷必须与本文中所识别的轴承适应。

如从以下论述将变得理解的，本传授内容提供一种传动装置，其具有用螺旋角和优化的最小化传动装置内的推力的齿轮。在推力被优化的情况下，可减小轴承损耗，从而允许传动装置并入有更多有成本效益的轴承选项。一般来说，在传动装置10的操作期间，齿轮主轴齿轮70到78以及副轴齿轮50到58和60到68处于载荷下且产生致使相应轴38、40、42、44在不同方向上推进的力。这些力是相应齿轮的螺旋角和进入齿轮中的扭矩的量的因子。根据本公开，螺旋角(和它们产生轴向推力的方向)被选择成使得所有所得力相抵消，从而使得任何个别轴上的净推力为零。

就图1中所示出的重载传动装置10而言，扭矩路径必须行进通过至少两个齿轮层以从输入轴18输送到输出轴20。传动装置10大体上具有第一齿轮组150、第二齿轮组152、第三齿轮组154、第四齿轮组156和第五齿轮组158。第一齿轮组150可包含主轴齿轮70和副轴齿轮50、60。第二齿轮组152可包含主轴齿轮72和副轴齿轮52、62。第三齿轮组154可包含主轴齿轮74和副轴齿轮54、64。第四齿轮组156可包含主轴齿轮76和副轴齿轮56、66。第五齿轮组158可包含主轴齿轮78和副轴齿轮58、68。

根据本公开，一种优化传动装置的方法包含针对传动装置的给定速度确定哪些齿轮是活动的。举例来说，在第一齿轮中，四个齿轮组(层)可以是活动的。在第二齿轮中，不同的四个齿轮层可以是活动的。构建矩阵，所述矩阵识别齿轮用于传动装置的每个功率路径(前进速度)。输入扭矩可被设定成某一条件。接着可取决于哪一螺旋角用于齿轮而确定每个齿轮的推力产生。

如果齿轮螺旋角和旋被选择成使得由所有活动齿轮产生的轴向力共计为零，那么传动装置具有恒定导程。为了产生恒定导程设计，确定传动装置内的每个功率路径的活动齿轮(扭矩传递)。根据齿轮旋向、功率流动方向和旋转方向确定活动层的轴向推力的方向(前或后)。系统性方法用于调节所有齿轮层的螺旋角，直到个别轴上的总净力尽可能接近零为止。

可使用以下方程计算用于传动装置内的任何齿轮的齿轮推力：

F_x＝以[N]为单位的轴向齿轮推力。τ＝以[Nm]为单位的齿轮输入扭矩。d_w＝以[m]为单位的齿轮节径。β＝以[rad]为单位的齿轮螺旋角。

通过将所有功率路径的力方程布置成呈Y＝MX形式的线性方程的矩阵来优化螺旋角。Y是含有用于具有已知螺旋角的齿轮的轴向力的和的阵列。M是含有用于具有未知螺旋角的所有齿轮的切向力传递函数的矩阵。M含有从螺旋角到力的传递函数。tanβ由旋向和旋转方向确定。X是含有螺旋信息(等于tan(β))的变量阵列。在用公式表示好之后，可使用线性平方矩阵解算器求解X以优化本设计。应了解，必须已知一个齿轮的螺旋角且可求解剩余齿轮的螺旋角。每个齿轮组中的齿轮将具有共同螺旋角。然而，每个齿轮组将不必与另一齿轮组具有相同螺旋角。举例来说，如果已知第一齿轮组150中的齿轮的螺旋角，那么可求解剩余齿轮组的螺旋角。

在求解X之后，可通过采用反正切(X)计算传动装置内的每个未知齿轮的螺旋角。使用此方式，可同时针对所有轴和功率路径平衡由传动装置内的个别齿轮层产生的推力。在一些实例中，如本文所描述，其中可完全消除轴上的轴向力，可通过将轴支承轴承改变为更高效的类型而进一步提高轴承效率，原因是这些轴上没有要支承的轴向载荷。

图1示出利用第一齿轮组150和第二齿轮组152的扭矩路径。任意选择齿轮组150、152、154、156和158中的每一个的螺旋角。力F1A由主轴齿轮70产生。相等和相反力F1B由副轴齿轮50、60产生。力F2A由主轴齿轮72产生。相等和相反力F2B由副轴齿轮52、62产生。力F1A、F1B不等于力F2A、F2B。在所提供的实例中，F1A和F1B为2.44kN，而F2A和F2B为3.20kN。

输入轴18和输出轴20朝向传动装置10的外壁推进。换句话说，输入轴18在图1中被向左推动，而输出轴20被向右推动。这些载荷需要由传动装置10且具体地说由轴承38A和40B作为整体适应。在所提供的实例中，当以1000RPM旋转且具有77.5W轴承损耗时，作用于轴承38A的力为4876N。当以1306RPM旋转且具有111.5W轴承损耗时，作用于轴承40B的力为6409N。作用于轴承38A与40B的力之间的差在轴承42A和44A处实现。具体地说，当以1368RPM旋转且具有72.5W轴承损耗时，轴承42A和44B必须适应766N的力。当以306RPM旋转且具有0W轴承损耗时，轴承40A适应0N的力。所属领域的技术人员应理解，以上给定的值仅仅是示范性且可使用其它值。如可理解，轴承损耗贯穿传动装置10实现。

现在转向图2，将描述根据本公开的一个实例的并入有恒定导程和LH主轴旋向的传动装置210。传动装置210包括上文所描述的传动装置10的相同组件且用增加了200的附图标记进行识别。在传动装置210中，轴推力通过齿轮恒定导程而最小化。如果齿轮螺旋角和旋被选择成使得由所有活动齿轮产生的轴向力共计为零，那么本设计具有恒定导程。引导到副轴242和244上的力得以平衡且轴向载荷被消除到副轴轴承242A和242B中。出于本公开的目的，消除可意味着例如10N或更小且优选地0N的无关紧要的载荷。

在传动装置210中，齿轮组350中的齿轮的螺旋角被调节为25.56度。因此，副轴力得以完全平衡且轴向载荷被消除到副轴轴承242A和244A中。由于不再需要副轴轴承242A和244A支承传动装置210中的轴向载荷，因此轴承44A、44B、42A和42B可被改变为更高效的圆柱滚子型轴承(与图1的传动装置10中所需的圆锥滚子轴承相反)。与以上的传动装置10的412.6W相比，减小的载荷结合更高效的轴承类型使传动装置210的总轴承损耗减小到315.2W。

力F3A由主轴齿轮270产生。相等和相反力F3B由副轴齿轮250、260产生。力F4A由主轴齿轮272产生。相等和相反力F4B由副轴齿轮252、262产生。力F3A、F3B等于力F4A、F4B。在所提供的实例中，F3A、F3B、F4A和F4B均为3.20kN。当以1000RPM旋转且具有102.1W轴承损耗时，作用于轴承238A的力为6409N。当以1306RPM旋转且具有111.5W轴承损耗时，作用于轴承240B的力为6409N。当以1368RPM旋转且具有26.4W轴承损耗时，作用于轴承242A和244A的力为0N。

现在转向图3，将描述根据本公开的一个实例的并入有恒定导程和RH主轴旋向的传动装置410。传动装置410包括上文所描述的传动装置10的相同组件且用增加了400的附图标记进行识别。在传动装置410中，齿轮旋向被改变(LH到RH)，使得由齿轮产生的力被引向具有更低滑动速度的轴承。由于损耗是轴承的内座圈与外座圈之间的差转速结合载荷的函数，因此轴承功率损耗减小。

返回到传动装置210(图2)，承载主轴轴向载荷的主轴轴承284和240B具有高滑动速度，因为它们的外部座圈附接到地面且它们的内部座圈附接到轴。使两个主轴238和240分离的油盘轴承240A具有低得多的△速度。因此，所述油盘轴承240A能够更高效地承载载荷。

再次参考传动装置410(图3)，主轴齿轮旋向从LH切换到RH。轴向载荷被从轴承484和440B移除。所有主轴轴向力被引向油盘轴承440A。由于轴承430A(300RPM)的滑动速度低于轴承484(1000RPM)和轴承440B(1306RPM)的滑动速度，因此在摩擦系数对于所有三个轴承类似时总功率损耗减小。当将传动装置410中的轴承430A(53.0W)的功率损耗与传动装置210中的轴承238A(102.1W)和轴承240B(115.5W)的功率损耗进行比较时，三个轴承430A、438A和440B的总功率损耗。由于两个齿轮组550和552因恒定导程(F5A、F5B、F6A、和F6B是相等的)而产生相等和相反的轴向力，因此轴承438A或轴承430A无需承载轴向力且副轴轴承轴向载荷保持为0N。在传动装置410的配置中，传动装置10上的总轴承功率损耗减小为61.8％(与157.7W相比为412.6W)。

已出于说明和描述的目的提供对实例的前述描述。所述描述并非旨在是穷尽性的或限制本公开。特定实例的单独元素或特征大体上不限于所述特定实例，但在可适用时可互换且可用于所选择的实例，即使未具体地示出或描述。特定实施例的个别元素或特征还可按多种方式变化。此类变化不应视为脱离本公开，且所有此类修改都旨在包含于本公开的范围内。

Claims (20)

1.一种选择性地联接到布置于车辆上的内燃机的发动机曲轴的传动装置，传动系统包括：

输入轴、主轴、输出轴、第一副轴和第二副轴，所述第一和第二副轴从所述主轴偏置且可驱动地连接到所述输入轴和所述主轴；

第一齿轮组，其具有布置于所述主轴上的第一主轴齿轮、布置于所述第一副轴上的第一副轴齿轮和布置于所述第二副轴上的第一副轴齿轮，其中所述第一齿轮组中的所述齿轮以啮合方式接合；

第二齿轮组，其具有布置于所述主轴上的第二主轴齿轮、布置于所述第一副轴上的第二副轴齿轮和布置于所述第二副轴上的第二副轴齿轮，其中所述第二齿轮组中的所述齿轮以啮合方式接合；和

其中所述第一齿轮组中的所述齿轮都具有第一螺旋角，且所述第二齿轮组中的所述齿轮都具有第二螺旋角，其中所述第一和第二螺旋角被选择来提供齿轮恒定导程，由此引导到所述第一和第二副轴上的推力得以平衡。

2.根据权利要求1所述的传动装置，其进一步包括：

第一和第二副轴轴承，其可旋转地支承所述第一副轴；和

第三和第四副轴轴承，其可旋转地支承所述第二副轴。

3.根据权利要求2所述的传动装置，其中进入所述第一、第二、第三和第四轴承中的轴向载荷基于所述齿轮恒定导程而减轻。

4.根据权利要求3所述的传动装置，其中所述轴向载荷小于10牛顿。

5.根据权利要求4所述的传动装置，其中所述轴向载荷为零。

6.根据权利要求2所述的传动装置，其中所述第一、第二、第三和第四副轴轴承中的至少一个包括圆柱滚子型轴承。

7.根据权利要求6所述的传动装置，其中所述第一、第二、第三和第四副轴轴承都包括圆柱滚子型轴承。

8.根据权利要求1所述的传动装置，其中：

所述第一主轴齿轮产生第一力，所述第一副轴的所述第一副轴齿轮产生第二力，所述第二副轴的所述第一副轴齿轮产生第三力，其中所述第二和第三力等于所述第一力且与所述第一力相反；

所述第二主轴齿轮产生第四力，所述第一副轴的所述第二副轴齿轮产生第五力，所述第二副轴的所述第二副轴齿轮产生第六力，其中所述第五和第六力等于所述第四力且与所述第四力相反；和

其中所述第一力等于所述第四力。

9.根据权利要求8所述的传动装置，其中选择所述第一和第二组中的齿轮的旋向，使得由所述齿轮产生的力被引向所述传动装置的至少一个轴承，所述至少一个轴承相对于所述传动装置的剩余轴承具有减小的滑动速度。

10.根据权利要求9所述的传动装置，其进一步包括第一主轴轴承、第二主轴轴承和油盘轴承，所述第一主轴轴承、第二主轴轴承和油盘轴承都支承所述主轴，其中所述油盘轴承布置于所述第一与第二主轴轴承之间，且由所述齿轮产生的力被引向所述油盘轴承，而所述第一和第二主轴轴承经受的力为零。

11.一种选择性地联接到布置于车辆上的内燃机的发动机曲轴的传动装置，传动系统包括：

输入轴、主轴、输出轴、第一副轴和第二副轴，副轴从所述输入轴偏置，所述副轴可驱动地连接到所述第一输入轴和所述主轴；

第一齿轮组，其具有布置于所述主轴上的第一主轴齿轮、布置于所述第一副轴上的第一副轴齿轮和布置于所述第二副轴上的第一副轴齿轮，其中所述第一齿轮组中的所述齿轮以啮合方式接合；

第二齿轮组，其具有布置于所述主轴上的第二主轴齿轮、布置于所述第一副轴上的第二副轴齿轮和布置于所述第二副轴上的第二副轴齿轮，其中所述第二齿轮组中的所述齿轮以啮合方式接合；

多个轴承，其支承所述输入轴、主轴、输出轴、第一副轴和第二副轴；

和

其中引导到所述第一和第二副轴上的推力得以平衡，且所述第一和第二组中的齿轮具有旋向，所述旋向产生被引向所述多个轴承中的至少一个轴承的力，所述至少一个轴承相对于所述多个轴承中的剩余轴承具有减小的滑动速度。

12.根据权利要求11所述的传动装置，其中所述第一齿轮组中的齿轮都具有第一螺旋角，且所述第二齿轮组中的所述齿轮都具有第二螺旋角，其中所述第一和第二螺旋角被选择来提供齿轮恒定导程，由此引导到所述第一和第二副轴上的推力得以平衡。

13.根据权利要求12所述的传动装置，其中所述多个轴承进一步包括：

第一和第二副轴轴承，其可旋转地支承所述第一副轴；和

第三和第四副轴轴承，其可旋转地支承所述第二副轴；

其中所述第一、第二、第三和第四副轴轴承上的轴向载荷为零。

14.根据权利要求13所述的传动装置，其中所述第一、第二、第三和第四副轴轴承中的至少一个包括圆柱滚子型轴承。

15.根据权利要求11所述的传动装置，其中：

所述第一主轴齿轮产生第一力，所述第一副轴的所述第一副轴齿轮产生第二力，所述第二副轴的所述第一副轴齿轮产生第三力，其中所述第二和第三力等于所述第一力且与所述第一力相反；

所述第二主轴齿轮产生第四力，所述第一副轴的所述第二副轴齿轮产生第五力，所述第二副轴的所述第二副轴齿轮产生第六力，其中所述第五和第六力等于所述第四力且与所述第四力相反；和

其中所述第一力等于所述第四力。

16.根据权利要求13所述的传动装置，其中所述多个轴承进一步包括第一主轴轴承、第二主轴轴承和油盘轴承，所述第一主轴轴承、第二主轴轴承和油盘轴承都支承所述主轴，其中所述油盘轴承布置于所述第一与第二主轴轴承之间，且由所述齿轮产生的力被引向所述油盘轴承，而所述第一和第二主轴轴承经受的力为零。

17.一种用于选择传动装置中的螺旋齿轮以最小化所述传动装置内的推力的方法，所述方法包括：

选择至少两个齿轮组，每个齿轮组具有主轴齿轮、第一副轴齿轮和第二副轴齿轮；

确定所述传动装置内的每个功率路径的所述齿轮组的扭矩传递齿轮；

选择所述至少两个齿轮组中的第一齿轮组的第一螺旋角；和

基于所述第一螺旋角确定所述至少两个齿轮组中的第二齿轮组的第二螺旋角以平衡所述第一与第二齿轮组之间经受的轴向力。

18.根据权利要求17所述的方法，其进一步包括：

准备具有与(Y)所述第一齿轮组中的所述齿轮的轴向力的和、(M)所述第二齿轮组中的所述齿轮的切向力传递函数和(X)螺旋值有关的数据的线性方程的矩阵。

19.根据权利要求18所述的方法，其中准备所述矩阵包含准备呈Y＝MX形式的所述矩阵。

20.根据权利要求19所述的方法，其中确定所述第二螺旋角包含使用线性平方矩阵解算器求解X。