一般情況下膜片聯軸器應按機組的實際傳遞功率和實際工作轉速來確定傳遞扭矩選用膜片聯軸器，這樣選出的膜片聯軸器不僅能滿足傳扭要求，而且結構輕巧，對機組的附加力和彎矩也小。有些用戶為了追求保險，選擇聯軸器時層層加碼，這樣選用的聯軸器往往過于笨重，使用效果不好。聯軸器在工作時受穩態載荷CAL口扭矩、軸向不對中等環口交變載荷CAL口交變扭矩、角向和徑向不對中等）的復合作用。聯軸器廠家在產品設計時通常會留有相應疲勞穩定系數卿陣與咆的比值天關鍵受力元件的復合應力點一般落在修正的古德曼曲線伍似恒壽命曲線）的左下方，使疲勞穩定系數大于1。

當膜片聯軸器旋轉時，其角向偏移將產生交變應力，每旋轉一周循環交變一次。膜片動應力將導致膜片和螺栓的疲勞破壞，因而準確地計算動靜復合應力，是預測膜片聯軸器壽命、膜片式聯軸器工作的關鍵。已有的相關   多限于分析膜片在單獨承受某一種載荷時的應力分布情況，而對于膜片實際承受復雜載荷時的動靜復合應力較少涉及。然而膜片聯軸器的上述   方法有兩點需要改進：

1、一般說來，靜態組合應力的分布和角向彎曲應力的分布是不同的。兩種情況下較大應力點分布的區域嚴格說來并不重合。

2、旋轉除了產生離心力，還會產生慣性力。將較大角向偏移產生的應力作為交變應力幅實際上是忽略了慣性力的影響。

相鄰兩螺栓孔之間的膜片段可等效為懸臂梁，并利用材料力學的方法推導出連桿型膜片聯軸器在單獨承受轉矩、離心載荷、軸向偏移以及角向偏移時膜片內部應力的計算公式，同時提出了一種計算膜片扭轉剛度的方法，是運用經驗公式來分析膜片應力和剛度的典型方法，但是其較大的不足是無法考慮螺栓孔周圍區域應力集中效應的影響，導致計算應力與實際應力有較大的差距。膜片作為膜片聯軸器的關鍵彈性元件，工作時承受的主要負荷。

比較典型的運用有限元法和薄板彎曲理論對膜片應力和疲勞壽命開展的   。其共同點是起先分析膜片在各種單獨工況下的應力，將3種靜態應力（軸向彎曲應力、膜片應力、離心應力）的組合應力作為膜片的平均應力，將旋轉時角向偏移引起的應力作為交變應力幅，應用靜力學分析分別求得平均應力和交變應力幅，然后基于此結果進行疲勞分析。

在實際應用當中，膜片聯軸器是一種以金屬撓性元件來傳遞轉矩而無需潤滑的傳動裝置，廣泛應用于艦船、航空、石油化工、機械制造等。其撓性元件是由相應數量的薄金屬膜片0.2mm~0.6mm疊合而成的膜片組。工作時轉矩從主動法蘭盤輸入，經過沿圓周間隔布置的主動傳扭   螺栓將轉矩傳輸至金屬膜片，再由膜片通過從動   螺栓傳至從動法蘭盤輸出。它通過合金膜片組產生彈性變形來實現聯軸器的撓性傳動，利用膜片的柔性來吸收輸入輸出軸間的相對位移，從而補償傳動軸系各個連接部分由于各種因素引起的殘余中。

膜片聯軸器選型時廠家會根據不同工況下扭矩波動的劇烈程度乘以一個合理的工況系數漢稱“服務系數”天實際工作點會進一步遠離古德曼曲線。選用不同工況系數時實際復合應力點位置。根據膜片聯軸器工況系數應不小于1.5，確有需要時位口軸系匹配需要天供需雙方可以協商降低工況系數，但不得低于1.2。

我們針對這兩點展開   ，以工程應用中常見的束腰型彈性膜片聯軸器為例，利用有限元軟件ANSYS建模，將瞬態動力學分析方法引入膜片聯軸器的應力分析。瞬態動力學方法是用于確定承受任意隨時間變化載荷的結構的動力學響應的一種方法，可分析確定結構在靜載荷、瞬態載荷和簡諧載荷的任意組合作用下隨時間變化的位移、應變、應力及力。

膜片聯軸器能夠補償的不對中形式包括如下3種基本類型：角向（兩軸   線成相應角度交于兩軸端之間的中點）、橫向（兩軸   線平行偏移）和軸向（兩軸軸向間隙過大）。旋轉軸系運行時出現的實際偏移往往是以上任意2種不對中的組合或者同時兼有3種不對中形式，因此膜片聯軸器實際工作時的載荷及變形比較復雜。