1、第4章 高彈性聯軸器動態特性試驗臺結構設計結構設計包含電動機參數選擇、帶傳動設計、曲柄搖桿激振機構設計、各支撐軸及軸承座設計、機架設計等部分。主要設計內容是根據激振機構優化設計的結果以及試驗扭矩，分析各構件受力情況，進行強度、剛度設計計算，并用有限元的方法對初算結果加以優化，最后再進行疲勞強度校核計算，最終確定各零部件的具體結構尺寸。4.1 電動機參數的選擇在方案設計環節中已經確定電動機的類型為具有優異低頻調速性能的直流電動機，本環節主要對電動機的額定功率和轉速兩關鍵參數進行估算和選擇，目標是保證試驗臺拖動系統運行的可靠性和經濟性。電動機功率選擇的主要依據是負載功率。額定功率選擇過大，則電動機

2、欠載運行，導致系統效率低、經濟性差；額定功率選擇過小，則電動機過載運行，導致電動機過熱，使用壽命短。因而必須準確估算負載功率并合理選擇電機功率，使二者相匹配。電動機轉速的選擇涉及工作機的轉速及傳動系統的傳動比。對于額定功率相同的電動機，額定轉速越高 ,則電機體積越小、重量越輕、價格越低；但過高的額定轉速將增大傳動系統的傳動比，導致傳動機構復雜，傳動效率低，增加傳動機構的制造及維護費用。因而需綜合分析電動機和工作機兩方面的特性來確定轉速。以搖桿承受的平均負載扭矩及平均擺動角速度估算負載功率。已知搖桿振幅為，試驗頻率，取最大試驗頻率計算一個周期內搖桿平均擺動角速度為：已知最小試驗扭矩,最大試驗扭矩

3、，計算平均試驗扭矩為：以平均角速度及平均扭矩估算負載功率為：為了保證變動試驗扭矩下試驗頻率的穩定，應選擇電動機的功率大一些，使原動機提供的扭矩比維持機構運轉的要求大。選擇Z4-225-11（Z4-200-21）型直流電動機，額定功率為，額定轉速為。計算電動機額定轉矩為：額定轉矩遠遠大于負載的最大轉矩，電機可以啟動。4.2 帶傳動設計 帶傳動設計計算帶傳動機構用于降低轉速，將電動機的動力傳遞給激振機構，根據電機的額定功率、額定轉速以及試驗頻率，確定帶傳動設計參數如下。傳遞功率：；主動帶輪轉速：；從動帶輪轉速：；選取傳動比：；傳動帶型：。 取傳動工況系數，確定帶傳動計算功率為：根據計算功率及主動帶

4、輪轉速查V帶選型圖，初選主動帶輪的基準直徑為。驗算帶速為： 帶速在推薦的范圍內，主動帶輪基準直徑選擇合理。取彈性滑動率，計算從動帶輪基準直徑為： 按V帶輪基準直徑系列圓整主從動帶輪基準直徑為 帶傳動中心距應滿足的范圍為，則在該范圍內選取中心距為。計算帶的基準長度為：則選取標準帶基準長度，計算實際中心距為： 驗算主動帶輪包角為： 大于的許用包角，滿足要求。考慮傳動比影響，取單根V帶基本額定功率、基本額定功率增量，取包角系數、長度系數，計算傳動帶根數為：元整取傳動帶根數為查單位長度V帶質量，計算單根V帶的預緊力為：計算帶傳動作用在帶輪軸上的壓軸力為： 計算有效拉力為： 計算緊邊拉力及松邊拉力為：

5、帶輪結構設計帶輪結構設計應使其質量盡可能小且質量分布均勻，還要具有良好的結構工藝性，避免過大的鑄造內應力。主動帶輪基準直徑較小，故設計為實心式結構。從動帶輪可選用腹板式、孔板式及輪輻式，初選為孔板式。主從動帶輪結構示意圖如圖？所示。帶輪結構拓撲優化從動帶輪在整個試驗臺系統中，除了具有傳動的作用，還兼有飛輪的功能。即可以存儲電動機輸出的能量，以保證與之固連的激振機構曲柄角速度及驅動扭矩的均勻性。因此，必須合理地設計從動帶輪的結構形狀，保證從動帶輪在盡可能下的質量下具有較大的轉動慣量，提高其儲能密度。4.3 激振機構設計曲柄搖桿激振機構為試驗臺的核心部分，試驗件所受的基本扭矩及變動扭矩均可由不同的

6、機構桿長加以定義。激振機構設計的主要任務就是在優化設計所提供的桿長基礎之上，進一步設計各桿件極其相關零部件的具體結構尺寸，使激振機構滿足強度、剛度以及疲勞條件并且能夠方便可靠地對實驗扭矩進行調整。 激振機構靜力分析對機構進行力學分析，是對機構進行設計的先決條件。一般對于靜止或低速的機構采用靜力學分析方法，而對高速運轉的機構應采用動力學分析方法。對于高速運轉的激振機構來說，沒有采用動力學分析方法的原因是目前僅各桿件的長度已知，而質量、轉動慣量等動力學相關參數均未知。故只能根據靜載荷做初步的靜強度設計計算以獲得各零部件尺寸的初值，然后基于初值對機構進行運動學、動力學分析，求解各件實際運動中的受力情

7、況，校核各件在動載荷下的強度，與靜載荷情況相比較，對初值進行修正優化以獲得最終結果。而且，試驗臺運轉之前，須裝夾試驗件并將搖桿拉離安裝時的鉛垂位置，調節連桿長度調整絲杠以設定連桿長度，此時即屬于靜加載工況，機構在這種工況下也必須具有足夠的強度。因此，首先對機構進行靜力分析并按靜強度對試驗臺各構件進行設計是合理的、是動力學分析的基礎。激振機構各桿件位置及受力情況如圖4.3所示，曲柄、連桿、搖桿及機架長度分別為、，機構傳動角為，搖桿左右極限位置與鉛垂方向夾角分別為、。以搖桿右極限位置為例，進行靜力分析。連桿為二力桿，受力沿桿方向，為拉桿；搖桿受連桿拉力的反作用力、固定鉸鏈點支反力、及負載阻力矩（即

8、試驗扭矩），為壓彎組合桿；曲柄受連桿拉力的反作用力、固定鉸鏈點支反力、，為壓桿。（a）激振機構極限位置 （b）激振機構受力分析圖4.3 激振機構靜力分析搖桿所受連桿拉力反作用力垂直于桿方向以及平行于桿方向的分力分別為、。對搖桿列靜力及力矩平衡方程有：對曲柄列靜力平衡方程有：根據實驗要求，搖桿左、右極限位置所對應的最小、最大試驗扭矩分別為：根據優化設計結果以及式2.21得曲柄、連桿、搖桿、機架的長度分別為：、則計算左右極限位置對應的傳動角最小及最大值分別為：根據靜力平衡方程？，計算各桿件所受靜力的最大及最小值分別為： 激振機構設計計算1. 桿件結構形式設計在設計各桿件結構形式時，有如下兩點需要說

9、明：第一，由激振機構運動分析結果可知，在激振機構四桿件中，已知其中任意兩桿件的長度，即可根據試驗扭矩要求相應地計算出另外兩桿的長度；第二，為滿足試驗扭矩調整的需要，必須有兩桿的長度無極可調。在激振機構的四桿件中，機架的長度由曲柄和搖桿固定鉸鏈點的相對位置決定，機構裝配完畢后即固定。如要對機架長度進行調整，則必須調整兩固定鉸鏈支座以及相關聯的其他零部件，調整操作復雜。搖桿實現對試驗件的加載，承受彎矩及拉壓力，受載情況最為惡劣，為防止削弱其強度，應避免設置復雜的長度調整機構。因此，選取機架及搖桿長度固定不變，根據試驗扭矩計算曲柄及連桿長度，并將曲柄及連桿設計為長度無極可調的結構以滿足試驗扭矩調整的

10、要求。曲柄長度較短，應設計為偏心軸，加之曲柄長度須進行無極調整，故將其設計為可調滑塊式偏心軸機構，初步結構示意圖如圖4.1所示。該機構通過旋轉兩端調節絲杠來調整滑塊與曲柄體相對位置來調整兩伸出軸端的偏心量，從而定義曲柄的長度。（a）裝配圖（b）爆炸圖圖4.1 曲柄組件結構連桿設計為兩段式結構，中間由調節絲杠相連接。兩段連桿的聯接螺紋為一個左旋一個右旋，則可通過旋轉調節螺母調整連桿長度。同時為了保證連桿兩端連接銷軸孔軸心的平行，須在二者連接部位設置導向結構。連桿組件結構示意圖如圖4.2所示。圖 4.2 連桿組件結構搖桿設計為整體式結構，結構示意圖如圖4.3所示。圖4.3 搖桿結構2. 曲柄組件設

11、計計算由已經選定的曲柄機構形式可知，曲柄為有若干零件組成的組件。各件間相互作用受力關系比較復雜，很難用靜力學方法來解決。故僅對關鍵的受力件進行靜強度設計，其他件尺寸相應選取。曲柄組件的主要受力件是兩連接軸端，受力狀態為剪切。選取材料為，許用剪切應力為，估算危險截面面積為：則滑塊端危險軸頸為，框架空心軸端危險軸頸為、。取2.5倍的安全系數并元整，取滑塊端軸頸為，框架端空心軸頸為、。根據這些數據即可相應地估取圖4.1所示的曲柄組件其他各件的尺寸。3. 連桿組件設計計算連桿的設計計算，包括桿長調整絲杠的設計計算以及連桿危險截面的設計計算。（1）調整絲杠螺紋設計取調整絲杠材料為，承受軸向靜載荷時許用拉

12、伸應力為，取螺紋相對剛度為，估算絲杠螺紋危險截面直徑為：取1.6倍的安全系數并元整，取調整絲杠螺紋為。 （2）連桿危險截面設計取連桿材料為，許用拉伸應力為，估算連桿危險截面面積為：取連桿截面形狀為矩形，則危險截面邊長為。分體式連桿的兩段連桿體之間需設置調整絲杠和導向結構，為了便于這些輔助件的裝配和調整并保證其強度，故估選連桿截面尺寸時盡量取較大的值。選取連桿最小截面尺寸為，并據此相應地估取圖4.2所示的連桿組件其他尺寸。4. 搖桿設計計算搖桿實際受力狀況為壓彎組合受力，危險截面上的正應力可由壓應力及彎曲正應力疊加而成。 搖桿截面設計為矩形，并取抗彎截面系數最大的寬高比。記搖桿危險截面寬度為，高

13、度為，則抗彎截面系數為。選擇搖桿材料為，許用彎曲應力，則危險截面正應力應滿足解得搖桿危險截面寬度、高度分別為：初選連桿最小截面尺寸為，安全系數為2.1，并據此相應地估取圖4.3所示的搖桿其他部分尺寸。激振機構拓撲優化在初步的結構設計中，零部件的各個具體結構尺寸是參考強度設計校核得出的危險截面尺寸，按一定的比例類比得到的。然而，這種類比所得的尺寸含有一定的假設和經驗因素，有可能導致構件的某些部位無法滿足強度要求而某些部位強度過于安全而造成材料的浪費。因而初步結構設計結果還存在著可以改進優化的空間。以有限元法為基礎的OptiStruct結構優化設計工具提供了拓撲、形貌、尺寸、形狀等多種優化手段，廣

14、泛地應用與產品的概念設計階段及詳細設計階段。其中拓撲優化方法可以在不清楚結構拓撲形狀的前提下，根據已知的邊界條件和載荷條件確定較為合理的結構形式。為了盡量減輕試驗臺的重量，減少材料和能源的消耗，在滿足強度、剛度要求的前提下，對較大型的零部件進行以質量最小為目標的拓撲優化，以獲得最佳的形狀及材料分布。激振機構中進行拓撲優化的關鍵件有：1. 曲柄調整滑塊；2. 曲柄框架；3. 與搖桿相連的半連桿；4. 與曲柄相連的半連桿；5. 搖桿。1. 曲柄調整滑塊拓撲優化（1）有限元模型建立利用前處理軟件HyperMesh對實體模型進行網格劃分。實體單元類型均選擇8節點六面體CHEXA單元，并指定材料常數為彈性模量、泊松比，密度為。另外，對于上述待優化件，有些還定義了剛性單元REB2。這類單元出現在待優化構件與其他構件進行孔軸連接的部位，定義在孔中心臨時節點與孔壁全部節點之間。剛性單元可以方便地施加載荷以及約束，并且在計算過程中不會發生變形。剛性單元準確地描述了待優化件與相連件之間的剛性連接關系。定義約束集SPC及載荷集FORCE。其中約束集內定義了待優化件所受的自由