[0040] 下面结合附图对本发明作进一步详细说明。
[0041] 图3为带支承刚度可调的一级齿轮箱的总成图，其外部结构主要包括盖板、箱体、输入轴和输出轴等主要部件组成。
[0042] 图4为该齿轮箱的分解图，主要由驱动齿轮-轴系统、从动齿轮-轴系统和箱体总成这三大部分组成。其中，驱动齿轮-轴系统包括密封座3、密封圈4、阻尼U型座5、主动轴轴承6、主动齿轮轴7和主动齿轮8；从动齿轮-轴系统包括从动轴轴承9、从动齿轮轴10和从动齿轮11等。箱体总成由底座1和上盖2组成。本发明自适应变支承刚度的齿轮传动装置，包括主动齿轮轴7、从动齿轮轴10，所述主动齿轮轴7上安装有主动齿轮8，所述从动齿轮轴10上安装有与主动齿轮8啮合的从动齿轮11，主动齿轮8两侧的主动齿轮轴7上分别安装有主动轴轴承6，主动轴轴承6的外圈安装有阻尼U型座5，阻尼U型座5包括内圈和外圈，所述内圈相对于外圈向内凹陷，内圈与主动轴轴承6装配在一起，所述外圈的外侧各设有一个凹陷的环形安装槽12，所述安装槽内设置有密封圈4，阻尼U型座5通过外圈固定套装有密封座3，密封座
3上设置有油管接头安装孔16，所述密封座3、密封圈4和阻尼U型座5共同形成一个密闭空间，该密闭空间内通过密封座3上的油管接头安装孔16通入液压油。
[0043] 图4中，主动齿轮8通过键安装在主动齿轮轴7上，在不考虑变支承刚度功能的情况下，齿轮8的两端通过轴承6直接与底座1和上盖2安装在一起。当考虑变支承功能时，需要在主动轴轴承6的外圈安装阻尼U型座5、密封圈4和密封座3，然后将密封座3的外圈安装在齿轮箱体的安装座上。
[0044] 图5为齿轮箱内部传动系统的总成图，图6位内部传动系统总成图的分解图。通过图5和图6可以清晰看出其装配关系。图7是阻尼U型座的详细结构图，其总体分为内圈和外圈，中间凹进去，内圈与轴承装配在一起，外圈两侧各有一个密封圈4的安装槽，且在槽的两侧有共计16个螺栓安装孔13，用来与密封座3配合面14上的16个螺纹孔15配合安装。至此，密封座3、密封圈4和阻尼U型座5形成一个密闭空间，该密闭空间通过密封座3上的油管接头安装孔通入液压油，如图8所示。
[0045] 需要注意的是，当不考虑支承刚度调节机构时，齿轮轴作用在轴承上的力Fs由轴承独立承担，假设轴承的反作用力是Fb，则Fs＝Fb。
[0046] 如果考虑变支承刚度调节时，齿轮轴作用在轴承上的力Fs将通过轴承传递给阻尼U型座5的和该密闭空间内的液压系统，假设阻尼U型座的反作用力是Fz，液压系统的反作用力为Fy，则力的平衡公式可以表述为：Fs＝Fz+Fy，由公式可知，Fs和Fz为恒定值，而Fy取决于该密闭空间内的液压压力值，为变量。这样就可以通过调整该液压压力值实现支承刚度的调节。
[0047] 另外，在设计阻尼U型座5的结构时，需要基于多个因素考虑。第一，阻尼U型座5在内部高液压压力作用下，其径向变形需要大于轴向变形，这样才能通过提高液压系统的压力来逐步提高支承刚度。如果径向变形小于轴向变形，则无法达到调节刚度的目的。第二，阻尼U型座5在内部高压液压压力下，确保不会发生强度破坏。图9到图11为设计案例在设定压力下应力变形(270Mpa)、径向变形(0.0244mm)和轴向变形(0.00645mm)图，由图可知阻尼U型座5没有发生强度破坏，其径向变形也大于轴向变形，满足设计基本要求。
[0048] 考虑到可调支承刚度的设计要求，使得阻尼U型座5在其径向有一定的柔性，在材料选择上可以选用常规钢材，也可以利用变形需求的特点，选择具有较强阻尼效应能更好抑制系统振动的高阻尼高锰基合金材料，如M2052等。
[0049] 结合支承刚度调节的设计要求，对阻尼U型座的结构设计需要考虑可调范围，包括最低支承刚度Kmin(液压压力为零)、最高支承刚度Kmax(液压压力最大)，液压压力最大时的强度要求等多方面的问题，完整的设计方法如下：
[0050] (1)提取该阻尼U型座的基本形状设计参数[P1,P2,P3...Pn]；
[0051] (2)基于支承刚度调整能力要求下，计算各设计参数的可变范围[x1,x2,x3...xn]；
[0052] (3)基于强度要求下，计算各设计参数的可变范围[y1,y2,y3...yn]；
[0053] (4)将(2)和(3)所获得的的参数可变范围求交集P，即P＝[x1,x2,x3...xn]∩[y1,y2,y3...yn]；
[0054] (5)选择P中一组参数对阻尼U型座进行详细结构设计。
[0055] 另外为了能够使得系统具备自适应支承刚度的调整并保证运动状态的稳定性的能力，需要建立“加速度-支承刚度-液压压力”数学关系模型。该数学模型的建立方法如下：
[0056] (1)建立图2所示的传动系统数学模型，获得图1所示的运动稳定性特征图，分析其在不同支承刚度下的运动状态，以及在非稳定运动状态下，需要调整的刚度值，并形成“加速度-支承刚度”关系曲线图；
[0057] (2)根据设计的阻尼U型座5结构，通过有限元分析，获得其在不同液压压力下所能产生的位移，并形成“位移-液压压力”关系曲线图，由于此处获得的位移本质上一一映射对应于支承刚度，故此曲线图等效于“支承刚度-液压压力”关系曲线图；
[0058] (3)根据实验，验证基于有限元分析获得的“支承刚度-液压压力”关系曲线图，并对其进行修正，获得准确的关系曲线；
[0059] (4)结合(1)和(3)，获得“加速度-支承刚度-液压压力”的数学关系模型。
[0060] 图12为系统自适应支承刚度单参数调节模块，其控制原理和方法如下：
[0061] (1)启动设备；
[0062] (2)通过获取安装在箱体轴承座上加速度传感器所测试到的加速度值，对比“加速度-支承刚度-液压压力”数学模型，感知当前运动是否是稳定运动转动，如果稳定，则无需支承刚度；
[0063] (3)如果测试到的数值显示系统处于非稳定运动状态，则根据“加速度-支承刚度-液压压力”数学模型的数据曲线，获取需要设定的液压压力值，并通过电液伺服控制模块，调整系统压力，从而调整支承刚度；
[0064] (4)从动态监测到的加速度值，分析系统在支承刚度调整后的运动状态，如果在稳定范围内，则通过电液伺服控制模块保持系统压力、如果尚未达到，则系统自动微调压力，直到加速度值在设定范围内；
[0065] (5)至此，系统完成了一次自适应调整过程；
[0066] (6)当外部工况改变导致系统再次处于非稳定状态时，系统会自动根据测试到的加速度数据，对比“加速度-支承刚度-液压压力”数学模型，控制电液伺服模块控制液压系统的压力稳定在所需的压力值。
[0067] 综上所述，本发明的装置及方法消除了系统在某些工况和载荷下，由于不稳定运动状态产生的高噪声高振动问题；能够解决多级齿轮传动、行星齿轮传动和分扭传动中的由于载荷分配不均导致的均载问题。
[0068] 以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明。凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。
