[0050] 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。
[0052] 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：
[0053] 图1是一个风力涡轮机的示意性透视图；
[0054] 图2是图1的风力涡轮机的
机舱的示意性截面侧视图；
[0055] 图3是一个固定齿轮单元的齿轮传动的示意性透视图；
[0056] 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； [0057] 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；
[0058] 图5b是由一个虚线矩形限定的图5a的区域的放大视图；
[0059] 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；
[0060] 图6b是由一个虚线矩形限定的图6a的区域的放大视图；
[0061] 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；
[0062] 图7b是由一个虚线矩形限定的图7a的区域的放大视图；
[0063] 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
[0064] 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。
[0065] 示例性实施方式的详细描述
[0066] 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。
[0067] 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。
[0068] 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。 [0069] 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。
[0070] 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。
[0071] 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。
[0072] 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。
[0073] 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。
[0074] 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。
[0075] 图4展示了安排在一个齿轮单元壳体45中的齿轮单元24。
[0076] 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。
[0077] 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。
[0078] 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。
[0079] 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。
[0080] 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。
[0081] 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。 [0082] 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。
[0083] 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。
[0084] 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 [0085] (1)
[0086] 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。
[0087] 更优选地，
[0088] (2)
[0089] 并且理想的是，
[0090] (3)
[0091] 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。
[0092] 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。
[0093] 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。
[0094] 优选地，对于一个副轴安排的每个副轴i来说，
[0095] 0.2<|（D传动，i*tanψ从动，i）/（D从动，i*tanψ传动，i）|<5， (4) [0096] 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。
[0097] 更优选地，
[0098] 0.5<|（D传动，i*tanψ从动，i）/（D从动，i*tanψ传动，i）|<2， (5) [0099] 并且理想的是，
[0100] |（D传动，i*tanψ从动，i）/（D从动，i*tanψ传动，i）|≈1。 (6) [0101] 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。 [0102] 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。
[0103] 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。
[0104] 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。
[0105] 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。
[0106] 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。
[0107] 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。
[0108] 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。
[0109] 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。
[0110] 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。
[0111] 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。
[0112] 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。
[0113] 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。
[0114] 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。
[0115] 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。
[0116] 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。
[0117] 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[0118] θG1=tan-1(k/nG1) (7)
[0119] 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
[0120] θ34=tan-1(k/n34) (8)
[0121] 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
[0122] θG
[0123] 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
[0124] θG
[0125] 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。
[0126] 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
[0127] θS1=tan-1(k/nG1) (11)
[0128] 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。
[0129] 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。
[0130] 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。
[0131] 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。
[0132] 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。
[0133] 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。
[0134] 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。
[0135] 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。
[0136] 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。
[0137] 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。 [0138] 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。 [0139] 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。 [0140] 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。
