高弹性联轴器动态特性试验台结构设计汇总
第4章 高弹性联轴器动态特性试验台结构设计结构设计包含电动机参数选择、带传动设计、曲柄摇杆激振机构设计、各支撑轴及轴承座设计、机架设计等部分。
主要设计内容是根据激振机构优化设计的结果以及试验扭矩，分析各构件受力情况，进行强度、刚度设计计算，并用有限元的方法对初算结果加以优化，最后再进行疲劳强度校核计算，最终确定各零部件的具体结构尺寸。
4.1 电动机参数的选择在方案设计环节中已经确定电动机的类型为具有优异低频调速性能的直流电动机，本环节主要对电动机的额定功率和转速两关键参数进行估算和选择，目标是保证试验台拖动系统运行的可靠性和经济性。
电动机功率选择的主要依据是负载功率。
额定功率选择过大，则电动机欠载运行，导致系统效率低、经济性差；额定功率选择过小，则电动机过载运行，导致电动机过热，使用寿命短。
因而必须准确估算负载功率并合理选择电机功率，使二者相匹配。
电动机转速的选择涉及工作机的转速及传动系统的传动比。
对于额定功率相同的电动机，额定转速越高 ,则电机体积越小、重量越轻、价格越低；但过高的额定转速将增大传动系统的传动比，导致传动机构复杂，传动效率低，增加传动机构的制造及维护费用。
因而需综合分析电动机和工作机两方面的特性来确定转速。
以摇杆承受的平均负载扭矩及平均摆动角速度估算负载功率。
已知摇杆振幅为0.0343rad β=，试验频率0.510f Hz =，取最大试验频率计算一个周期内摇杆平均摆动角速度ω为：20.686/f rad s ωβ==已知最小试验扭矩16min T kNm =,最大试验扭矩47.5max T kNm =，计算平均试验扭矩T 为：31.752min max T T T kNm +== 以平均角速度ω及平均扭矩T 估算负载功率为：21.78p T kw ω==为了保证变动试验扭矩下试验频率的稳定，应选择电动机的功率大一些，使原动机提供的扭矩比维持机构运转的要求大。
选择Z4-225-11（Z4-200-21）型直流电动机，额定功率为75kw ，额定转速为1500/r min 。
计算电动机额定转矩为：9550759550477.51500/p kw T Nm n r min⨯=== 额定转矩远远大于负载的最大转矩，电机可以启动。
4.2 带传动设计4.2.1 带传动设计计算带传动机构用于降低转速，将电动机的动力传递给激振机构，根据电机的额定功率、额定转速以及试验频率，确定带传动设计参数如下。
传递功率：75P kw =；主动带轮转速：01500/n r min =；从动带轮转速：1600/min n r =；选取传动比： 2.5i =；传动带型：SPB 。
取传动工况系数 1.5A K =，确定带传动计算功率为：112.5ca A P K P kw ==根据计算功率ca P 及主动带轮转速1n 查V 带选型图，初选主动带轮的基准直径为0250D mm =。
验算带速为：0019.63/D n m s υπ==带速在推荐的5~40/m s 范围内，主动带轮基准直径选择合理。
取弹性滑动率0.015ε=，计算从动带轮基准直径为：()101616D iD mm ε=-=按V 带轮基准直径系列圆整主从动带轮基准直径为01250600D mmD mm ==带传动中心距a 应满足的范围为()()01010.7~2D D D D ++，则在该范围内选取中心距为1200a mm '=。
计算带的基准长度d L '为：()()210012376024d D D L a D D mm a π-'=+++=则选取标准带基准长度4000d L mm =，计算实际中心距a 为：13202d d L L a a mm '-'=+=验算主动带轮包角0α为：10018060164.1D D aα-=-⨯= 大于120的许用包角，满足要求。
考虑传动比影响，取单根V 带基本额定功率14.72v P kw =、基本额定功率增量1.16v P kw ∆=，取包角系数0.96K α=、长度系数 1.02L K =，计算传动带根数z '为： ()7.2ca v v LP z P P K K α'==+∆ 元整取传动带根数为8z = 查单位长度V 带质量0.2/q kg m =，计算单根V 带的预紧力F 为：22.550010.65ca P F q kN z K αυυ⎛⎫=-+= ⎪⎝⎭计算带传动作用在带轮轴上的压轴力Q 为：02sin10.32Q zF kN α==计算有效拉力e F 为： 3.8e P F kN v== 计算紧边拉力1F 及松边拉力2F 为： 127.12 3.32e e F F zF kN F F zF kN =+==-= 4.2.2 带轮结构设计带轮结构设计应使其质量尽可能小且质量分布均匀，还要具有良好的结构工艺性，避免过大的铸造内应力。
主动带轮基准直径较小，故设计为实心式结构。
从动带轮可选用腹板式、孔板式及轮辐式，初选为孔板式。
主从动带轮结构示意图如图？所示。
4.2.3带轮结构拓扑优化从动带轮在整个试验台系统中，除了具有传动的作用，还兼有飞轮的功能。
即可以存储电动机输出的能量，以保证与之固连的激振机构曲柄角速度及驱动扭矩的均匀性。
因此，必须合理地设计从动带轮的结构形状，保证从动带轮在尽可能下的质量下具有较大的转动惯量，提高其储能密度。
4.3 激振机构设计曲柄摇杆激振机构为试验台的核心部分，试验件所受的基本扭矩及变动扭矩均可由不同的机构杆长加以定义。
激振机构设计的主要任务就是在优化设计所提供的杆长基础之上，进一步设计各杆件极其相关零部件的具体结构尺寸，使激振机构满足强度、刚度以及疲劳条件并且能够方便可靠地对实验扭矩进行调整。
4.3.1 激振机构静力分析对机构进行力学分析，是对机构进行设计的先决条件。
一般对于静止或低速的机构采用静力学分析方法，而对高速运转的机构应采用动力学分析方法。
对于高速运转的激振机构来说，没有采用动力学分析方法的原因是目前仅各杆件的长度已知，而质量、转动惯量等动力学相关参数均未知。
故只能根据静载荷做初步的静强度设计计算以获得各零部件尺寸的初值，然后基于初值对机构进行运动学、动力学分析，求解各件实际运动中的受力情况，校核各件在动载荷下的强度，与静载荷情况相比较，对初值进行修正优化以获得最终结果。
而且，试验台运转之前，须装夹试验件并将摇杆拉离安装时的铅垂位置，调节连杆长度调整丝杠以设定连杆长度，此时即属于静加载工况，机构在这种工况下也必须具有足够的强度。
因此，首先对机构进行静力分析并按静强度对试验台各构件进行设计是合理的、是动力学分析的基础。
激振机构各杆件位置及受力情况如图4.3所示，曲柄、连杆、摇杆及机架长度分别为1l 、2l 、3l 、4l ，机构传动角为θ，摇杆左右极限位置与铅垂方向夹角分别为α、β。
以摇杆右极限位置为例，进行静力分析。
连杆为二力杆，受力F 沿杆方向，为拉杆；摇杆受连杆拉力的反作用力F 、固定铰链点支反力Dx F 、Dy F 及负载阻力矩（即试验扭矩）T ，为压弯组合杆；曲柄受连杆拉力的反作用力F 、固定铰链点支反力Ax F 、Ay F ，为压杆。
（a ）激振机构极限位置 （b ）激振机构受力分析图4.3 激振机构静力分析摇杆所受连杆拉力反作用力垂直于杆方向以及平行于杆方向的分力分别为v F Fsin θ=、h F Fcos θ=。
对摇杆列静力及力矩平衡方程有：()()300Dy Dx F Fcos F Fsin T l Fsin θαβθαβθ+--=+--==对曲柄列静力平衡方程有：0202Ay Ax F Fsin F Fcos παβθπαβθ⎛⎫+++-= ⎪⎝⎭⎛⎫+++-= ⎪⎝⎭根据实验要求，摇杆左、右极限位置所对应的最小、最大试验扭矩分别为：001647.5min max T T kNmT T T kNm ===+∆=根据优化设计结果以及式2.21得曲柄、连杆、摇杆、机架的长度分别为：19.45l mm =、21242.15l mm =、3660l mm =、41075l mm =则计算左右极限位置对应的传动角最小及最大值分别为：()()222312431259.18 1.032min l l l l arccos rad l l l θ⎛⎫++-=== ⎪ ⎪+⎝⎭()()222321432160.57 1.062max l l l l arccos rad l l l θ⎛⎫+--=== ⎪ ⎪-⎝⎭根据静力平衡方程？，计算各杆件所受静力的最大及最小值分别为： 82.6371.9740.6069.7769.77max vmax hmax Dxmax Axmax F kNF kNF kNF kNF kN ====-=- 28.2324.2414.4644.2744.27min vmin hmin Dymax Aymax F kN F kN F kN F kNF kN====-=- 4.3.2 激振机构设计计算1. 杆件结构形式设计在设计各杆件结构形式时，有如下两点需要说明：第一，由激振机构运动分析结果可知，在激振机构四杆件中，已知其中任意两杆件的长度，即可根据试验扭矩要求相应地计算出另外两杆的长度；第二，为满足试验扭矩调整的需要，必须有两杆的长度无极可调。
在激振机构的四杆件中，机架的长度由曲柄和摇杆固定铰链点的相对位置决定，机构装配完毕后即固定。
如要对机架长度进行调整，则必须调整两固定铰链支座以及相关联的其他零部件，调整操作复杂。
摇杆实现对试验件的加载，承受弯矩及拉压力，受载情况最为恶劣，为防止削弱其强度，应避免设置复杂的长度调整机构。
因此，选取机架及摇杆长度固定不变，根据试验扭矩计算曲柄及连杆长度，并将曲柄及连杆设计为长度无极可调的结构以满足试验扭矩调整的要求。
曲柄长度较短，应设计为偏心轴，加之曲柄长度须进行无极调整，故将其设计为可调滑块式偏心轴机构，初步结构示意图如图4.1所示。
该机构通过旋转两端调节丝杠来调整滑块与曲柄体相对位置来调整两伸出轴端的偏心量，从而定义曲柄的长度。
（a ）装配图 （b ）爆炸图图4.1 曲柄组件结构连杆设计为两段式结构，中间由调节丝杠相连接。
两段连杆的联接螺纹为一个左旋一个右旋，则可通过旋转调节螺母调整连杆长度。
同时为了保证连杆两端连接销轴孔轴心的平行，须在二者连接部位设置导向结构。
连杆组件结构示意图如图4.2所示。
图 4.2 连杆组件结构摇杆设计为整体式结构，结构示意图如图4.3所示。
图4.3 摇杆结构2. 曲柄组件设计计算由已经选定的曲柄机构形式可知，曲柄为有若干零件组成的组件。
各件间相互作用受力关系比较复杂，很难用静力学方法来解决。
弹性柱销联轴器结构课件
某印刷机械中，电机与印刷机主轴之间的联接，利用弹性柱销联轴 器确保了印刷过程的平稳性和精度。
应用注意事项
注意事项一
选择合适的弹性柱销联轴器规格和型号，确保与电机和负载设备 的匹配度。
注意事项二
在安装过程中，应确保电机、减速机或搅拌器等设备的轴线对中， 以减少振动和磨损。
注意事项三
定期检查弹性柱销联轴器的磨损情况，如发现磨损严重应及时更 换。
感谢观 看
THANKS
端盖
联轴器的端部盖板，用于保护 联轴器的内部结构和
01
弹性柱销联轴器的主要组成部分，通常由金属材料制成，通过
焊接或螺栓连接在一起。
弹性元件
02
弹性柱销，是联轴器中的关键元件，能够吸收和缓冲振动和冲击。
紧固件
03
用于将两个半联轴器固定在一起的螺栓或螺钉，确保联轴器的
稳定性和可靠性。
工作原理
工作原理
通过装有弹性材料的销和两个半联轴 器之间的配合实现扭矩的传递，同时 利用弹性材料的变形吸收轴向、径向 和角向的位移。
弹性材料
常用的弹性材料有橡胶、尼龙等，这 些材料具有良好的弹性和耐磨性，能 够承受较大的扭矩和冲击。
应用领域
应用领域
广泛应用于各种机械传动系统，如冶金设备、矿山机械、电力设备等，尤其在 重型设备中更为常见。
材料种 类
钢制材料
用于制造弹性柱销联轴器 的销和套筒，具有较高的 强度和耐磨性。
尼龙材料
一种常见的塑料材料，用 于制造弹性柱销联轴器的 销和套筒，具有较好的耐 磨性和耐腐蚀性。
聚氨酯材料
一种弹性材料，用于制造 弹性柱销联轴器的销和套 筒，具有较好的弹性和耐 磨性。
材料性能
弹性联轴器运动与动力特性
弹性联轴器运动与动力特性1.1 弹性联轴器的刚度和阻尼弹性联轴器由于具有能产生较大弹性变形和阻尼作用的弹性元件，因此除能补偿两轴相对位移外，还能起缓冲和吸振的作用。
弹性联轴器能适应载荷的波动，所以其应用较广，类型也较多。
这种联轴器的缓冲和吸振性能主要与其刚度和阻尼有关。
联轴器的刚度可分为径向刚度、周向刚度和扭转刚度。
由于载荷变化多数以扭矩波动形式出现，由此引起的振动也是以扭转振动为主，所以联轴器最主要的刚度是扭转刚度。
扭转刚度易产生单位扭转变形所需的扭矩表示。
通常，由于传动轴系中其它零件的刚度都比弹性联轴器的刚度大得多。
所以为了简化起见，其它零件的弹性可以略去不计。
仅考虑联轴器弹性，并根据这一情况以联轴器的刚度作为传动轴系的刚度。
刚度可用下式表示：C=T/（3-1）式中 T——联轴器传递的扭矩；——在扭矩作用下两半联轴器的相对扭转角。
当轴系接近发生共振时，刚度随扭矩增大而增大，改变传动轴系的固有频率与振动频率之间的关系，就能避开共振。
弹性联轴器在传递不稳定扭矩的过程中，弹性元件的弹性变形随扭矩的改变而增减。
由于变形的不稳定，在弹性元件相对运动的接触表面上产生外摩擦，同时在弹性元件内部还存在内摩擦。
这些摩擦将吸收一部分动能转化为热能，使温度升高。
这就是联轴器的阻尼作用。
阻尼作用能实现缓冲和衰减振动。
联轴器的阻尼性能可以用阻尼系数表示。
它是每一次载荷循环中产生的阻尼能和储存在扭转弹性元件中的变形能之比，即ф=W d/W e。
在振动运动微分方程中，粘滞阻力系数用γ来表示，它与阻尼系数之间的关系为γ=，ω为振动频率或绕动力矩变化频率。
阻尼系数大，由于摩擦而消耗的能量就多，反之，阻尼系数小，由于摩擦而消耗的能量就少。
弹性联轴器一般都有缓冲和吸振功能，但是具有某一定值弹性的联轴器，并不是在任意的变扭矩作用下都能产生减振的效果，有时反而会引起更强烈的振动。
其原因不在于此联轴器的刚度大小。
可见，只有刚度和整个传动轴系的其他参数和载荷协调时，才能产生减振效果。
脉冲负载下高弹联轴器瞬态特性分析
理
Ｒ—— 阻尼 矩 阵 ； 刚度矩 阵 ； 五 —— 节点 加速 度 向量 ；
脉 冲负载 下 高 弹联 轴 器 瞬态 特 性分 析
吴家 明 ， 耀全 ， 蔡 曾凡 明
（ 军 工程 大 学 船 舶 与 动 力 学 院 ， 汉 ４ ０ ３ ） 海 武 ３０ ３
摘
要： 以应用于脉冲柴油机 发电机组 中的高弹联轴器为研究对象 ， 采用 Ｃ ＴＡ建立高弹联轴器 的精确 ＡＩ
三维模型 ， 利用 Ｈ ｐｒＭｅｈ对模 型进行有 限元 网格划分 ， ｙｅ ｓ 再导入到 Ａ Ｓ Ｓ Ｎ Ｙ 进行校 核分 析 ， 通过有 限元 方法仿
单元 引。 针 对 图 １ 示的高 弹 联轴 器 ， Ｃ ＴＡ 中对 所 在 ＡＩ
一 一
ａ实 体 模 型 ） ｂ） ｌ 制 ＾－ 型 特 ： 抑 模
图 ２ 高弹联轴器 三维模型
联 轴器 进行 实体 建模 ， 图 ２ ）对其 细节 部分如 见 ａ，
收稿 日期 ： １ 一ｌ ０ ２ １ ２— ３ ０ 修 回 日期 ： １ —１ ３ ２ １ ２— １ ０
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脉冲负载下高 弹联轴器 瞬态 特性 分析—— 吴家明 ， 蔡耀全 ， 曾凡明
理 螺栓 连接 时 ， 用共节 点 的形式 ， 采 即在螺 栓连接
式中： 一
质 量矩 阵 ；
处 的两 个面使 重 合 的 两个 节 点 合 并成 一 个 ， 于 对 橡 胶块 与斜 直法 兰相粘 合 ， 由于两 者材 料不 同 ， 在 划 分 网格时 ， 了使其 节点 一一对 应重 合 ， 为 也采用
(完整word版)LS高弹性联轴器(通用型)
LS高弹性联轴器安装使用维护说明书Technical Manual forThe Highly Flexible LS Coupling上海大华联轴器厂SHANGHAI DAHUA COUPLINGS PLANTLS型高弹性联轴器是一种扭转弹性橡胶联轴器，可以补偿相连机器轴线的径向位移、轴向位移和角向位移。
用弹性元件来保证联轴器的扭转传递，并且具有各种不同的扭转刚度和阻尼系数可供选择，因而能充分地调节传动系统的扭转振动性能。
LS型高弹性联轴器主要由扭转弹性部件、膜片部件、联接件及扭转限位装置组成。
扭转弹性部件由多个元件组合而成，它根据结构尺寸和刚度级别的要求布置成单排和多排型。
每排弹性元件又由多个扇形块组成。
膜片部件是由多个呈正切方向布置的挠性杆组成。
它们都是布置在弹性部件的后端，并允许承受轴向位移。
扭转限位装置是当弹性部件破坏的瞬间，防止联接机器的断开，这时就变成扭转刚度联接。
The highly flexible LS coupling is a torsionally flexible rubber coupling that compensates redical, axial and angular shaft displacements of the connected machinery.The torque is transmitted by flexible elements. And the different torsional stiffness and damping factors available provided the possibility to satisfactorily tune the torsional vibration behaviour of the drive system.The main parts of the LS coupling are: the torsionally flexible part, the membrane part the connecting parts and the torsional limit device. The torsionally flexible part consists of elements, which can be arranged in one row or more rows respectively, dependent on the coupling size and the stiffness level. The flexible elements are divided into several segments. The membrane part consists of a number of flexible links whgich are arranged tangential. They are arranged behiand the flexible part and permit axial displacement. The torsional limit device will at the moment of failure of the flexible elements, prevent separation of the connected macinery. The connectionwill then be torsionally rigid.1 连接盘、扭转限位装置2 挠性杆座3 轴套4 挠性杆5 LS弹性元件disassemby ring flanged casing hub flexible link LS element弹性元件是用耐热橡胶制造的，允许使用环境温度-45℃～+70℃，同时要防止联轴器橡胶部分永不受油和热辐射的影响，为使使用寿命长，应注意足够的通风口孔。
高弹性橡胶合金联轴器静态扭转特性仿真分析
高弹性橡胶合金联轴器静态扭转特性仿真分析
郑亚明;王家序;肖科;李金明
【期刊名称】《机械传动》
【年(卷),期】2011(35)12
【摘要】弹性体是高弹性联轴器的关键部位,它的结构、材料和制造工艺直接决定了高弹性联轴器的工作性能。
通过实验测定了高弹性橡胶合金联轴器弹性体Mooney-Rivlin模型力学性能常数,并以此为依据,利用ABAQUS软件对该联轴器的静态扭转特性进行了仿真分析,分析结果表明高弹性橡胶合金联轴器能有效克服现有联轴器的各种不足之处,在结构设计、材料选用和制造工艺方面都有较大的创新价值。
所述研究方法在实际应用中也有一定的借鉴意义。
【总页数】5页(P11-15)
【关键词】高弹性联轴器;橡胶合金;扭转特性;仿真分析
【作者】郑亚明;王家序;肖科;李金明
【作者单位】重庆大学机械传动国家重点实验室
【正文语种】中文
【中图分类】TH133.4
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5.新型橡胶联轴器设计与静态特性研究 [J], 邱跃统;段勇;顾笑冬
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高弹性联轴器结构振动传递特性试验研究
高弹性联轴器结构振动传递特性试验研究温华兵;仲启东【摘要】为减少舰船动力装置中的振动传递，设计了高弹性联轴器样机及振动传递特性试验系统．以振级落差为评价指标，研究了弹性橡胶件及弹性膜片对联轴器轴向、径向以及扭转方向的固有频率与振级落差的影响．试验结果显示，膜片数量的变化对高弹性联轴器的振动隔离效果影响较小，而橡胶件对振动传递特性影响较大，能显著提高在50 Hz以上频率时的振动隔离效果，在400 Hz以上频率时的隔振效果可达到50 dB．试验系统可为高弹性联轴器的振动传递特性测试及其结构设计提供一定的参考．%To reduce vibration transmission through the vessel powerplant , testing system , including prototyes of the high-elastic coupling and its testing method , was designed in this paper .Vibration level difference and natu-ral frequency, measured in three different directions (axial,radial,torsional), were used for evaluating the damp-ing effect.Through test we analyzed the influence of structural parameters of the high-elastic coupling on its vi-bration transmissioncharacteristics .Testing results show that , compared with the change of the diaphragms , in-stallation of rubber parts has a much greater influence on vibration transmission , which can obviously improve the damping effect above 50 Hz;while above 400 Hz, the damping effect can reach 50 dB.Parameter combinations of the rubber parts and diaphragms designed in this paper provide a reference for the research on vibration transmis -sion characteristics and the detailed design of the high-elastic coupling .【期刊名称】《江苏科技大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2015(000)003【总页数】5页(P251-255)【关键词】高弹性联轴器;振动传递;固有频率;振级落差【作者】温华兵;仲启东【作者单位】江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003;江苏科技大学能源与动力工程学院，江苏镇江212003【正文语种】中文【中图分类】TH130.20随着在船舶动力装置中广泛应用高速大功率柴油机，动力装置的振动与噪声已经成为突出问题.在动力装置中使用高弹性联轴器，除了传递功率和扭矩，同时还具有角度补偿作用，调节传动系统的固有频率，从而改善动力传动系统的扭振特性，达到减振降噪的目的.文献［1］中通过研究弹性联轴器对某车辆动力传动系统扭振特性的影响规律，分析了联轴器刚度和阻尼对系统固有频率、固有振型、强迫振动响应的影响;文献［2］中从结构分析、动力学计算和动力特性实验3个方面研究了弹性联轴器的动力学特点;文献［3］中分析比较了不同高频段激振力作用下弹性橡胶联轴器的减振特性，提出了基于应力波理论的弹性联轴器高频减振特性计算方法;文献［4］中通过建立有限元模型，进行弹性联轴器的静态强度分析、模态分析，得到弹性联轴器在额定转矩下的应力位移结果和固有频率.对于振动传递中的减振问题，国内外学者［5－9］也开展了若干结构及轴系振动传递特性的理论与试验研究.文中开发了舰船动力装置中低振动传递特性的高弹性联轴器样机及其试验系统，通过测试6种不同试验工况下的轴向、径向以及扭转方向的振级落差和固有频率，对比不同试验工况下的隔振效果，研究了高弹性联轴器主要结构参数变化对振动传递特性的影响.1 振动传递特性试验方案1.1 试验对象文中的高弹性联轴器样机通过橡胶件、膜片层数的变换组合，可以组成6种不同结构的试验样机.表1为6种不同结构样机的具体参数.通过测试这6种不同结构样机的振动传递特性，研究橡胶件与膜片等结构参数变化对高弹性联轴器振动传递特性的影响规律.图1，2为试验样机结构示意图，在无橡胶件时，用刚性结构代替橡胶件.试验样机中弹性膜片材料为50CrV4弹簧钢，单片厚度为2 mm;橡胶件材料用邵氏硬度为50的天然橡胶，橡胶件为双排分布，每排由2个扇形块组成.表1 高弹联轴器样机详细参数Table 1 Parameter combinations of the rubber and diaphragm序号名称试验样机结构备注1 A－2－4 多层膜片双排橡胶件膜片数为4橡胶件数为4 2 A－2－6 多层膜片双排橡胶件膜片数为6橡胶件数为4 3 A－2－8 多层膜片双排橡胶件膜片数为8橡胶件数为4 4 A－0－4 纯膜片结构无橡胶件膜片数为4 5 A－0－6 纯膜片结构无橡胶件膜片数为6 6 A－0－8 纯膜片结构无橡胶件膜片数为8图1 多层膜片和双排橡胶件结构试验样机Fig.1 High-elastic coupling with rubber and diaphragm图2 多层膜片结构试验样机Fig.2 High-elastic coupling with diaphragm only 1.2 振动传递特性试验系统本试验激励系统由B＆K多通道分析仪产生快速正弦扫描激励信号，经过B＆K3627型激振系统从不同方向分别激励高弹联轴器的输入端质量块，使高弹联轴器系统产生不同方向的振动.测试系统由B＆K8230型力传感器检测激振器输入高弹联轴器的力幅值;用B＆K4508－B型加速度传感器测试高弹联轴器输入端和输出端的振动幅值，由此得到高弹联轴器结构的振动传递特性.1.3 轴向与径向振动传递特性测试方法及原理由于轴向与径向振动传递测试方法相同，故只说明轴向测试方法，径向不再赘述.如图3，4所示，在高弹联轴器样机的输入端和输出端分别连接一段轴，分别称为激励轴段和输出轴段，将激励轴段和输出轴段质心处分别用空气弹簧进行弹性支撑，空气弹簧支撑系统的垂向固有频率为3Hz.用激振系统在规定的频率和振幅下对轴段施加激励，分别测量激励轴段和输出轴段的轴向振动加速度幅值.试验时加速度传感器安装在轴向，采用多点测量取平均值减少测试误差.在输入端安装3个加速度传感器，得到输入端的轴向振动加速度幅值，分别为a1，a2，a3;在输出端安装3个加速度传感器，得到输出端的轴向振动加速度幅值，分别为a4，a5，a6，从而计算得出输入端和输出端的轴向振动平均加速度幅值分别为ain和aout，由此可得到高弹联轴器样机的轴向振级落差La，即高弹联轴器轴向的结构振动传递特性.图3 轴向振动传递特性测试原理Fig.3 Schematic diagram of measuring axial vibration transmission图4 轴向振动传递特性测试现场Fig.4 Test site of axial vibration transmission 1.4 扭转方向振动传递特性测试方法及原理如图5，6所示，在高弹联轴器的输入端和输出端分别连接一段轴，分别称为激励轴段和输出轴段，将激励轴段和输出轴段质心处分别用弹性支撑.在激励轴段和输出轴段上分别固定一个卡套，用激振系统在规定的频率和振幅下对轴段上的卡套端点处施加激励，使轴系产生相对于轴线的扭矩，从而产生扭转振动.分别测量激励轴段和输出轴段上卡套不同位置的振动加速度幅值，试验时加速度传感器安装在卡套上(垂直向下)，采用多点测量取平均值，从而减少测试误差，提高测试精度.在输入端卡套上安装2个加速度传感器，即得到输入端的振动加速度幅值分别为a1，a3，其中a1和a3的振动加速度幅值反映了输入端的扭转振动大小，平均加速度幅值为ain.在输出端卡套上安装2个加速度传感器，即得到输出端的径向振动加速度幅值分别为a4，a6，其中a4和a6的振动加速度幅值反映了输出端的扭转振动大小，平均加速度幅值为aout.由于在卡套上a1和a3到轴心的力臂与a4和a6到轴心的力臂相等，即高弹联轴器样机输入端和输出端的振动角加速度幅值的比值等于振动加速度幅值的比值，由此可得到高弹联轴器样机扭转方向的振级落差La，即高弹联轴器扭转方向的结构振动传递特性.图5 扭转方向振动传递特性测试原理Fig.5 Schematic diagram of measuring torsional vibration transmission图6 扭转方向振动传递特性测试现场Fig.6 Test site of torsional vibration transmission2 频响函数试验结果文中的频响函数是加速度响应测点4#与激振器输入端力信号的比值，通过频响函数进而得到高弹性联轴器结构振动的固有特性.高弹联轴器的隔振性能主要与其刚度和阻尼有关，高弹联轴器的刚度能够改变系统的固有频率，通过调整刚度可以实现将共振频率避开系统的激励频率，而阻尼可以改善系统的振动振幅，比如通过增大系统的阻尼抑制共振振幅;试验中通过调整膜片数量改变系统刚度，而安装的橡胶件可以同时改变系统的刚度和阻尼特性.从表2中可以看出，膜片数量的变化对于系统整体刚度影响较小，因此高弹联轴器3个方向上各阶固有频率变化不大，变化范围基本在5 Hz以内，而安装橡胶件对高弹联轴器的固有频率影响相对较大.在用刚性结构代替橡胶件时，首先，轴向和径向的第1阶固有频率变化不大，第2阶及更高阶次固有频率反而下降，这是由于高弹性联轴器的刚度发生变化，同时其参振质量也在改变;其次，扭转方向的固有频率在第2阶及更高阶次时发生变化，固有频率显著增加.频响测试结果表明，同时安装橡胶件和膜片不仅能降低系统各阶固有频率，而且使系统各阶固有频率更加集中，这有利于系统在运行中更好地避开共振区域.表2 高弹样机结构振动的固有特性Table 2 Natural frequencies of the high-elastic coupling方向工况固有频率/Hz 1阶 2阶 3阶 4阶轴向A－2－4 11.88 32.19 118.10 260.90 A－2－6 12.81 36.56 120.00 259.70 A－2－8 14.6941.56 123.80 262.20 A－0－4 13.75 39.38 41.80 596.30 A－0－6 13.44 31.2542.50 597.80 A－0－8 11.88 31.56 44.69 597.80径向A－2－4 7.50 24.38 72.19 156.30 A－2－6 8.13 30.00 72.81 156.60 A－2－8 9.06 35.31 75.94 161.90 A－0－4 8.44 35.31 41.80 596.30 A－0－6 8.75 31.56 42.50 598.10 A －0－8 8.75 31.56 45.63 598.10扭转方向A－2－4 11.88 25.56 132.80 263.10 A－2－6 11.25 26.88 132.50 264.40 A－2－8 11.25 26.88 133.80 265.30 A－0－4 12.19 198.40 271.60 354.40 A－0－6 11.88 200.00 271.80 354.70 A－0－8 12.50 203.40 272.50 358.103 不同试验工况振级落差对比分析图7为高弹性联轴器轴向不同工况下振级落差对比.在低频时隔振效果总体上随着频率的增加而下降，隔振效果在30 Hz左右出现微小下降，这是由高弹性联轴试验系统的固有频率引起的;在40～100Hz范围内，频率越高，轴向隔振效果越明显，振级落差的衰减速率大约为每倍频程30 dB;在100～400Hz范围内，轴向隔振效果趋于平稳，达到50～60 dB;在400Hz以上频率，高弹联轴器安装橡胶件时的轴向隔振效果比不安装橡胶件时要好20～30 dB.从整体来看，膜片数量的变化对隔振效果的影响相对较小，大约4～6 dB，安装橡胶件对隔振效果的影响相对较大，尤其是在高频段隔振效果明显.图7 轴向不同工况下振级落差对比Fig.7 Comparison of vibration level differences along axial direction图8为高弹性联轴器径向不同工况下振级落差对比.在10～25Hz范围内，频率越高，径向隔振效果越明显，振级落差的衰减速率大约为每倍频程20 dB;在25～200 Hz范围内，径向隔振效果在15～30 dB范围内波动;在200 Hz以上频率时，不安装橡胶件的径向隔振效果开始下降，安装橡胶件比不安装橡胶件时径向的隔振效果要好20～30 dB.膜片数量的变化对隔振效果的影响相对较小，大约3～5 dB，而安装橡胶件对隔振效果的影响相对较大，尤其在高频段能显著提高径向的振动隔离效果.图8 径向不同工况下振级落差对比Fig.8 Comparison of vibration level differences along radial direction图9为高弹性联轴器扭转方向不同工况下振级落差对比.在10～25 Hz范围内时，除了在20 Hz频率下安装橡胶件时振动有放大之外，不同工况下扭转方向的振级落差基本接近，几乎没有隔振效果;在25Hz以上频率时，不安装橡胶件时扭转方向的隔振效果在－10～10dB范围内波动，安装橡胶件时扭转方向振级落差的衰减速率大约为每倍频程15～20 dB(个别频段除外)，频率在500Hz以上时的振级落差稳定在－55dB左右.膜片数量的变化对高弹性联轴器扭转方向的振动隔离效果影响很小，而安装橡胶件则对隔振效果的影响很大，能够显著提高25 Hz以上频率的扭转方向隔振效果.图9 扭转方向不同工况下振级落差对比Fig.9 Comparison of vibration leveldifferences along torsional direction4 结论1)通过不同工况试验数据对比可以发现，不论在轴向、径向还是扭转方向，膜片数量的变化(4、6、8)对高弹性联轴器的振动隔离效果影响较小.同时在中高频段，纯膜片结构的隔振效果总体在10 dB以内，隔振效果并不理想.2)安装橡胶件对高弹性联轴器3个方向的振动传递特性影响均较大，安装橡胶件能够显著提高50 Hz以上频率时的振动隔离效果.400 Hz以上频率时，其隔振效果稳定在50dB左右.3)在0～30Hz的较低频时，由于系统固有共振特性的影响，高弹性联轴器的振动传递特性稍微变差，其变差的准确频率段取决于高弹性联轴器的刚度及两端配置的轴端附加质量大小，即取决于系统固有频率的大小.因此在船舶轴系配套选型以及高弹性联轴器详细参数设计时，应根据轴系的质量分布情况和主要扰动力频率特性确定合理刚度参数，避开系统的共振频率.关于高弹性联轴器两端轴段附加质量大小、轴系中轴承座的固定支撑边界条件、轴系运行过程中的动态载荷、轴系负载的非线性等因素对高弹性联轴器振动传递特性的影响，还有待于进一步分析和研究.参考文献(References)［1］李和言，马彪，马洪文，等.弹性联轴器对车辆动力传动系统扭振特性影响研究［J］.机械强度，2003，25(6):596－603.Li Heyan，Ma Biao，Ma Hongwen，et al.Study on torsional vibration performance of vehicle power train affected by elastic coupling［J］.Journal of Mechanical Strength，2003，25(6):596 －603.(in Chinese)［2］梅庆，力宁.弹性联轴器动力特性分析与实验研究［J］.振动与冲击，2008，27(6):128 －131.［3］丁春华，常山.大转矩弹性橡胶联轴器高频减振特性分析［C］∥动力传动国际会议.西安:［s.n.］，2011(10):8－12.［4］陆辉，丁春华.大转矩弹性联轴器静态特性分析［C］∥动力传动国际会议.西安:［s.n.］，2011(10):16 －20.［5］温华兵，左言言.加筋圆柱壳体支撑结构振动传递特性试验研究［J］.船舶力学，2013，17(4):785 －792.Wen Huabing，Zuo Yanyan.Research on the vibration transmission characteristics of the supporting structures of aring-stiffened cylindrical shell［J］.Journal of Ship Mechanics，2013，17(4):785 －792.(in Chinese)［6］王国治，肖英龙.某船舶结构声学设计技术探讨［J］.江苏科技大学学报:自然科学版，2014，28(1):1－7.Wang Guozhi，Xiao Yinglong.Research on acoustic design of a certain ship structure［J］.Journal of Jiangsu U-niversity of Science and Technology:Natural Science Edition，2014，28(1):1 －7.(in Chinese)［7］ Dylejko P ，Kessissoglou N J.Optimisation of a resonance changer to minimise the vibration transmission in marine vessels［J］.Journal of Sound and Vibration，2006，300(1):101－116.［8］ Yin Jianfei，Carl H.Prediction of high-frequency vibration transmission across coupled periodic ribbed plates by incorporating tunneling mechanisms［J］.Journal of the A-coustical Society of America，2013，133(4):2069 －2081.［9］ Giannopoulos G I，Georgantzinos S K.Coupled vibration response of a shaft with a breathing crack［J］.Journal of Sound and Vibration，2015，336:191 －206.。
基于不同本构模型的弹性联轴器刚度特性分析
基于不同本构模型的弹性联轴器刚度特性分析李 昊，肖光辉，贺才春，涂奉臣（株洲时代新材料科技股份有限公司，湖南株洲412000）摘要：分别采用Mooney-Rivlin，Odgen和Yeoh橡胶材料本构模型对永磁同步直驱系统用弹性联轴器进行有限元建模和径向刚度仿真计算，并将仿真计算结果与试验结果进行对比。
分析得出，采用Mooney-Rivlin和Odgen模型得到的弹性联轴器径向刚度与试验值偏差较大，采用能够模拟大变形的Yeoh模型得到的弹性联轴器径向刚度与试验值偏差较小，Yeoh模型适合用于弹性联轴器及同类产品进行力学性能分析。
关键词：弹性联轴器；径向刚度；本构模型；Mooney-Rivlin模型；Odgen模型；Yeoh模型中图分类号：TB123；O241.82 文章编号：1000-890X（2020）07-0529-05文献标志码：A DOI：10.12136/j.issn.1000-890X.2020.07.0529永磁同步直驱系统由于不采用齿轮箱等传动装置，因此具有传动效率高、维护量小、噪声低等优点，但其牵引电机直接与轮轴连接而驱动，使得牵引电机需要承受轮轴一体化带来的大量级复杂振动冲击，大大降低了牵引电机的功能可靠性和缩短了使用寿命。
因此，对永磁同步直驱系统进行减振设计十分必要，而使用弹性联轴器对牵引电机进行弹性安装是一种风险小、可行性高的方案。
弹性联轴器是机械传动系统中的核心组成部分之一。
其主要作用是将主动轴的转矩传递给从动轴，同时还有补偿两轴相对位移和缓冲振动等功能[1]。
弹性元件是弹性联轴器中的关键部件，其刚度和阻尼在很大程度上决定了联轴器的性能[2]。
当前弹性元件按照所采用的材料可分为金属弹性元件和非金属弹性元件两类。
前者强度高、载荷传递能力强，但是成本较高、阻尼较小，维护起来比较困难。
考虑到橡胶阻尼性能好、质量小，永磁同步直驱系统用弹性联轴器采用橡胶材料弹性元件。
橡胶材料作为超弹性材料，具有大变形、非线性和不可压缩等特性。
发动机试验台设备结构描述
发动机试验台设备结构描述⽬录⼀1100KW柴油机试验台 (2)1、设备结构概述 (2)2、试车中间底座 (2)3、试验⼩车 (3)4、精定位导轨及压紧机构 (4)5、接送机构 (6)6、挠性传动轴 (7)7、发动机起动装置 (8)8、急停装置 (8)9、液压系统 (8)10、⽔⼒测功器 (9)11、油门执⾏器及油门联接 (10)12、NCK2000发动机测试控制台 (10)12.1、系统组成： (10)12.2、测量控制系统的主要功能 (11)12.3、控制柜 (14)13、HZB2000油耗仪 (14)14、⼤屏幕显⽰仪 (15)15、传感器及集线箱 (15)16.电⽓控制系统 (16)⼆．试验台结构系统 (17)1、试验台⼤底板及减震器 (17)2、发动机三维⽀架及专⽤⽀架 (17)3、试验台传动轴及防护罩 (18)4、发动机起动装置及启动电源 (19)5、测功器 (19)6、测量控制系统 (21)设备结构描述⼀1100KW柴油机试验台1、设备结构概述快装试验台架由试车底座、精定位导轨、压紧机构、接送机构、试验⼩车、⽔油⽓管道快接、扰性传动轴及联接机构、液压系统、烟度仪、油门执⾏器及油门联接、⽔⼒测功器、安全防护罩、PLC电⽓控制系统、NCK2000测试控制系统等组成，设备布置见附图所⽰。
2、试车中间底座采⽤钢结构焊接箱式结构，外形全封闭.其上装有测功器和扰性传动轴。
前左右两侧设有检修窗，侧装有液压控制分站，底座后端集中布管，底座内装有⼩车接送油缸和线管等，箱内⾛线整齐，所有线集中于底座后侧线盒内。
底座内所有管路严格按长寿命标准设计选材:发动机循环⽔管采⽤钢质扰性管,不仅耐⾼温⽽且⼜具有补偿位置度能⼒,改进以往采⽤易⽼化橡胶管的做法。
机油、出⽔温度等管路采⽤钢丝编织的耐油扣压胶管。
底座内电器线缆全部布置在镀锌线槽中,接⼝处采⽤防⽔接头和热缩管保护.强弱电分开布置，接线盒布置在底座后端。
所有管路的布置在试验台格栅⽹以下,整体布置整齐美观。
高弹性联轴器项目可行性研究报告立项申请报告模板
高弹性联轴器项目可行性研究报告立项申请报告模板【项目名称】高弹性联轴器项目可行性研究报告立项申请报告【项目背景】目前市场上的联轴器存在一些问题，如传动效率低、寿命短、噪音大等。
为解决这些问题，我们计划开展高弹性联轴器项目的可行性研究，以提升联轴器的性能和使用体验。
【项目目标】该项目的主要目标是开发一种具有高弹性、传动效率高、寿命长、噪音低的联轴器，以满足市场对联轴器性能的要求。
【项目内容】1.调研分析市场需求和竞争情况，了解目前联轴器产品存在的问题和市场潜力。
2.设计并制造原型，通过实验和测试验证高弹性联轴器的性能和可行性。
3.进行成本分析，评估项目的经济效益。
4.开展市场调研，确定高弹性联轴器的定位和市场营销策略。
5.编写可行性研究报告，对项目进行总结和评估。
【项目预期成果】1.高弹性联轴器的设计和制造方案，包括相关技术参数、结构和材料选取等。
2.原型实验测试报告，评估高弹性联轴器的性能和可行性。
3.成本分析报告，评估项目的经济效益。
4.市场调研报告，提出高弹性联轴器的定位和市场营销策略。
5.可行性研究报告，总结和评估项目的可行性和发展前景。
【项目计划】1.调研分析阶段：持续1个月，包括市场需求调研和竞争分析。
2.设计制造阶段：持续3个月，包括高弹性联轴器的设计和原型制造。
3.实验测试阶段：持续2个月，进行原型实验和性能测试。
4.成本分析阶段：持续1个月，进行项目的经济效益评估。
5.市场调研阶段：持续1个月，开展市场调研和制定市场营销策略。
6.编写报告阶段：持续1个月，包括撰写可行性研究报告和其他相关文档。
【项目团队】2.技术专家：XXX3.市场专家：XXX4.财务专家：XXX5.实验员：XXX【项目预算】1.设备和材料费用：XXX元2.人工成本：XXX元3.市场调研费用：XXX元4.其他费用：XXX元（具体费用预算待进一步详细拟定）【项目风险】1.技术风险：高弹性联轴器的设计和制造可能会面临一些技术上的挑战，需要项目团队具备相关的技术能力和经验。
弹性联轴器的毕业设计
弹性联轴器的毕业设计弹性联轴器的毕业设计引言：弹性联轴器是一种常见的机械传动装置，广泛应用于各种工业领域。
在机械设计的过程中，弹性联轴器的设计和选择是至关重要的一环。
本文将探讨弹性联轴器的毕业设计，包括设计原理、材料选择、性能测试等方面的内容。
一、设计原理弹性联轴器的设计原理是通过弹性元件的变形来实现两个轴之间的传动。
在设计过程中，需要考虑到传动扭矩、转速、轴向位移等因素。
根据实际应用的需求，可以选择不同类型的弹性联轴器，如齿轮联轴器、膜片联轴器、弹性套管联轴器等。
二、材料选择弹性联轴器的材料选择对其性能和寿命有着重要影响。
常见的弹性联轴器材料包括金属、橡胶、聚氨酯等。
金属材料具有较高的刚度和强度，适用于高扭矩传动；橡胶材料具有较好的减震和缓冲性能，适用于振动较大的场合；聚氨酯材料具有较好的耐磨性和耐腐蚀性，适用于恶劣环境下的传动。
三、性能测试在弹性联轴器的设计过程中，性能测试是不可或缺的一步。
常见的性能测试包括扭矩传递能力、失效载荷、动态特性等方面。
通过性能测试可以评估弹性联轴器的可靠性和稳定性，为实际应用提供依据。
四、设计案例为了更好地理解弹性联轴器的设计过程，我们以某个具体的工程案例为例进行论述。
假设我们需要设计一台用于传动高扭矩的机械设备的弹性联轴器。
首先，我们需要根据传动扭矩和转速来选择合适的弹性联轴器类型。
然后，根据实际应用环境和要求，选择合适的材料。
接下来，进行弹性联轴器的尺寸设计和优化。
最后，进行性能测试和验证，确保设计的弹性联轴器满足实际应用的需求。
结论：弹性联轴器的毕业设计是一个综合性的工程项目，需要综合考虑机械传动的各个方面。
通过合理的设计原理、材料选择和性能测试，可以设计出满足实际应用需求的弹性联轴器。
在实际工程中，我们还需要考虑成本、制造工艺等因素，以及与其他机械部件的协调配合。
弹性联轴器的设计是一个不断探索和改进的过程，希望本文能够为读者提供一些参考和思路，促进弹性联轴器设计的进一步发展。