高弹性联轴器动态特性试验台结构设计

1、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

2、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，试验频率，取最大试验频率计算一个周期内摇杆平均摆动角速度为：已知最小试验扭矩,最大试验扭矩

3、，计算平均试验扭矩为：以平均角速度及平均扭矩估算负载功率为：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，额定转速为。计算电动机额定转矩为：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：；主动带轮转速：；从动带轮转速：；选取传动比：；传动带型：。 取传动工况系数，确定带传动计算功率为：根据计算功

4、率及主动带轮转速查V带选型图，初选主动带轮的基准直径为。验算带速为： 带速在推荐的范围内，主动带轮基准直径选择合理。取弹性滑动率，计算从动带轮基准直径为： 按V带轮基准直径系列圆整主从动带轮基准直径为 带传动中心距应满足的范围为，则在该范围内选取中心距为。计算带的基准长度为：则选取标准带基准长度，计算实际中心距为： 验算主动带轮包角为： 大于的许用包角，满足要求。考虑传动比影响，取单根V带基本额定功率、基本额定功率增量，取包角系数、长度系数，计算传动带根数为：元整取传动带根数为查单位长度V带质量，计算单根V带的预紧力为：计算带传动作用在带轮轴上的压轴力为： 计算有效拉力为： 计算紧边拉力及松边

5、拉力为： 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

6、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

7、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、，机构传动角为，摇杆左右极限位置与铅垂方向夹角分别为、。以摇杆右极限位置为例，进行静力分析。连杆为二力杆，受力沿杆方向，为拉杆；摇杆受连杆拉力的反

8、作用力、固定铰链点支反力、及负载阻力矩（即试验扭矩），为压弯组合杆；曲柄受连杆拉力的反作用力、固定铰链点支反力、，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、。对摇杆列静力及力矩平衡方程有：对曲柄列静力平衡方程有：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：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：、则计算左右极限位置对应的传动角最小及最大值分别为：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： 4.3.2 激振机构设计计算1. 杆

9、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

10、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

11、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。故仅对关键的受力件进行静强度设计，其他件尺寸相应选取。曲柄组件的主要受力件是两连接轴端，受力状态为剪切。选取材料为，许用剪切应力为，估算危险截面面积为：则滑块端危险轴颈为，框架空心轴端危险轴颈为、。取2.5倍的安全系数并元整，取滑块端轴颈为，框架端空心轴颈为、。根据这些数据即可相应地估取图4.1所示的曲柄组件其他各件的尺寸。3. 连杆组件设计计算连杆的设计计算，包括杆长调整丝杠的设计计算以及连杆危险截面的设计计算。（1）调

12、整丝杠螺纹设计取调整丝杠材料为，承受轴向静载荷时许用拉伸应力为，取螺纹相对刚度为，估算丝杠螺纹危险截面直径为：取1.6倍的安全系数并元整，取调整丝杠螺纹为。 （2）连杆危险截面设计取连杆材料为，许用拉伸应力为，估算连杆危险截面面积为：取连杆截面形状为矩形，则危险截面边长为。分体式连杆的两段连杆体之间需设置调整丝杠和导向结构，为了便于这些辅助件的装配和调整并保证其强度，故估选连杆截面尺寸时尽量取较大的值。选取连杆最小截面尺寸为，并据此相应地估取图4.2所示的连杆组件其他尺寸。4. 摇杆设计计算摇杆实际受力状况为压弯组合受力，危险截面上的正应力可由压应力及弯曲正应力叠加而成。 摇杆截面设计为矩形，

13、并取抗弯截面系数最大的宽高比。记摇杆危险截面宽度为，高度为，则抗弯截面系数为。选择摇杆材料为，许用弯曲应力，则危险截面正应力应满足解得摇杆危险截面宽度、高度分别为：初选连杆最小截面尺寸为，安全系数为2.1，并据此相应地估取图4.3所示的摇杆其他部分尺寸。4.3.3激振机构拓扑优化在初步的结构设计中，零部件的各个具体结构尺寸是参考强度设计校核得出的危险截面尺寸，按一定的比例类比得到的。然而，这种类比所得的尺寸含有一定的假设和经验因素，有可能导致构件的某些部位无法满足强度要求而某些部位强度过于安全而造成材料的浪费。因而初步结构设计结果还存在着可以改进优化的空间。以有限元法为基础的OptiStruc

14、t结构优化设计工具提供了拓扑、形貌、尺寸、形状等多种优化手段，广泛地应用与产品的概念设计阶段及详细设计阶段。其中拓扑优化方法可以在不清楚结构拓扑形状的前提下，根据已知的边界条件和载荷条件确定较为合理的结构形式。为了尽量减轻试验台的重量，减少材料和能源的消耗，在满足强度、刚度要求的前提下，对较大型的零部件进行以质量最小为目标的拓扑优化，以获得最佳的形状及材料分布。激振机构中进行拓扑优化的关键件有：1. 曲柄调整滑块；2. 曲柄框架；3. 与摇杆相连的半连杆；4. 与曲柄相连的半连杆；5. 摇杆。1. 曲柄调整滑块拓扑优化（1）有限元模型建立利用前处理软件HyperMesh对实体模型进行网格划分。实体单元类型均选择8节点六面体CHEXA单元，并指定材料常数为弹性模量、泊松比，密度为。另外，对于上述待优化件，有些还定义了刚性单元REB2。这类单元出现在待优化构件与其他构件进行孔轴连接的部位，定义在孔中心临时节点与孔壁全部节点之间。刚性单元可以方便地施加载荷以及约束，并且在计算过程中不会发生变形。刚性单元准确地描述了待优化件与相连件之间的刚性连接关系。定义约束集SPC及载荷集FORCE。其中约束集内定义了待优化件所受的