振動激勵的案例
隨機振動的虛擬激勵法pdf
隨機振動的虛擬激勵法
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隨機振動的虛擬激勵法.part2.rar
隨機振動的虛擬激勵法.part3.rar
樁激勵振動在砂土中的傳播衰減
用離散元做動力特性的比較少，前面使用比較經典的落球試驗證實了離散元中模擬振動傳遞及其衰減的可行性。本文采用樁作為波的輸入裝置，在樁底平面處布置測點來研究振動的衰減。基本的模擬順序為：成樣、自重、插樁、給參數、振動。
這里成樣采用的分層壓縮法，生成1*0.5的試樣。
案例5：LMS Virtual.Lab加速度激勵的振動響應
案例5：LMS Virtual.Lab加速度激勵的振動響應
Edited by lengxuef
之前因為項目的需要，在使用VL10的時候，想用試驗采集到的加速度信號激勵某駕駛室，然后計算駕駛室的振動響應。在使用加速度激勵的時候一直報錯。今天嘗試了一下VL11SL1，發現能夠計算加速度激勵下的振動響應。可能是我在VL10中的操作失誤，也可能是VL11的新功能。
文字+圖片發的時候編輯很麻煩，所以干脆轉成圖片傳上來了，請見諒。
某純電動車開空調車內振動噪聲分析與優化
圖11 整車聲腔模態圖
綜合以上各子系統的測試結果，可以分析出該樣車開空調車內振動噪聲大原因如下。
1） 壓縮機工作在3000r/min附近時，壓縮機一階振動激勵與動力總成48Hz的pitch剛體模態共振，通過車內一階50Hz聲腔模態耦合放大，導致車內駕駛員右耳噪聲在3000 r/min附近出現明顯轟鳴。
2） 壓縮機工作在3000r/min附近，壓縮機一階振動激勵與動力總成48Hz的pitch剛體模態共振，通過方向盤一階模態耦合放大，導致方向盤3000r/min附近振動出現峰值。
3 優化方案提出及效果驗證
3.1 優化方案分析
由于該問題主要原因是壓縮機一階振動激勵與動力總成剛體模態共振，分別通過方向盤模態及聲腔模態耦合放大導致，基于項目實際情況，優化方向考慮兩方面，一是在壓縮機振動傳遞路徑上增加隔振降低共振激勵源壓縮機振動，二是將動力總成剛體模態與方向盤及聲腔模態解耦。
由于動力總成剛體模態與懸置靜剛度相關性大，且調整靜剛度改動較小，但懸置靜剛度與隔振性能也強相關，所以首先考慮驗證將動力總成剛體模態與方向盤模態及聲腔模態解耦方向進行。該車動力總成懸置采用3點式支撐結構，左右懸置相同，3個懸置設計狀態靜剛度也相同。為了判斷各懸置靜剛度對pitch剛體模態影響趨勢，先后更換不同靜剛度的左、右懸置和全套懸置樣件，并進行動力總成剛體模態測試，其懸置靜剛度參數及pitch剛體模態變化見表1所示。
表1 動力總成Ry剛體模態隨懸置靜剛度變化表
通過對表1進行分析，可以看出方案1僅改變左右懸置靜剛度，此時pitch剛體模態基本無變化，主觀評價其改善效果也不明顯。方案2在方案1基礎上僅改變后懸置靜剛度，pitch剛體模態則提高了8Hz，其車內振動噪聲測試結果見圖5、圖6中方案2所示。
展開 
模擬振動臺施加加速度激勵的方法
1 前處理
邊界條件：基礎固定，對體施加加速度激勵。譬如：
幾點說明：
1. 固定方式應該與振動臺運作前的固定方式一致，就是應該把與振動臺連接部位節點的三個方向自由度都約束，而不是放開要振動的方向并約束其它兩個方向。
2. 加速度是應該加在整個體上，而不是加在基礎上。
3. 三個方向加載都是用一樣的固定方式。
4. 可應用于諧響應、隨機振動、響應譜、瞬態等分析。
5. 對于諧響應，位移激勵情況可被加速度激勵代替，從而解決模態疊加法不能施加位移激勵以致計算量很大的問題，見§4位移激勵。
6. 得到的加速度結果不能直接與試驗結果對比，要先作處理，見§2后處理。
【拉布索思】模擬振動臺施加加速度激勵的方法.pdf
展開 為什么越來越多的企業開始使用頻域疲勞分析？
PSD分析實際上是使用PSD譜作為輸入條件的一種分析方法，在ANSYS中這一分析過程被稱作隨機振動分析。諧響應分析是使用正弦激勵作為輸入條件的一種分析方法，“諧”指的就是正弦信號。諧響應分析可以模擬定頻振動試驗。
準靜態分析法： 當加載足夠緩慢，慣性力可以忽略時，在過程中任意時刻，系統都無限地接近平衡態，因而任何時刻系統的狀態都可以當平衡態處理。在這種前提下，可以用靜態求解所得的靜態應力來模擬實際情況。業內部分分析從業者有這樣的共識：當激勵頻率低于分析對象固有頻率的1/3時，可以用靜力分析結果代替實際應力。遺憾的是，這種情形在汽車上很少見。
時域（瞬態）分析法：受到汽車行駛速度、路面波長、車載振動源激勵的影響，汽車零部件所處的振動環境是十分復雜的，這些振動激勵包含有不同的頻率、振幅和相位。當振動激勵作用在被分析對象上，可能引起整體共振或局部共振。因此需要在動力學模型下考慮這個過程。
韓國某發動機公司水泵的時域分析：
頻域分析法：時域分析計算量非常龐大，用時域分析進行動力學計算是海量的計算工作。有限元方法的頻域響應分析可以極大地簡化問題的復雜性。分析人員可以對結構的有限元模型先做一個頻域響應分析，得到結構的應力與激勵的傳遞函數。這樣他就可以簡單地把有限元模型的傳遞函數乘上激勵的PSD(Power Spectrum Density)得到應力的RPSD(Response Power Spectrum Density)，根據計算結果設計人員便可以判斷發生疲勞的部位。由于計算傳遞函數的過程中使用了模態疊加法，還可通過RPSD知道引起該部位的疲勞損傷的主要局部模態，進而提出改進方案。
汽車零部件頻域分析：
2.
展開 驚人相似！2011年韓國39層鋼骨混凝土結構辦公樓豎向震動事故及原因分析！
特別是，由于26樓有空辦公室，沒有理由產生異常振動，如果外部荷載與建筑物的固有頻率相匹配，共振現象發生的可能性最大。
1)人體激振實驗為了驗證2.7Hz的頻率，隨著跑步機的運行，該頻率被略微放大，在G.X.室內使用節拍器進行了激振實驗，并檢查了振動傳輸和放大。
1振動激勵和測量計劃
圖3以及圖4顯示12層健身中心G.X.室的視圖，在該視圖中進行了振動激勵實驗。
圖3 12層平面圖（健身中心）
圖4 12樓健身中心G.X.室人體激振
圖5 12層結構振動激勵的時程及FFT分析
在2.7Hz頻率下進行垂直振動，確定可能引起垂直振動，每隔一定時間使用節拍器，14人，振動激發時間為3分鐘。如圖5所示，對12層樓板的加速度響應進行了測量。
2)實驗測量結果
在建筑物上部進行加速度時程分析和頻率分析的實驗結果如圖6所示。
如圖6所示，加速度在一段時間后增加，與兩種測量的跆拳道鍛煉項目不同，這種趨勢在所有測量的樓層都顯示出來。此外，加速度響應的放大在上層樓層更為突出，證實振動激勵的頻率（2.7Hz）是在垂直方向放大振動的頻率。
圖6 Taebo 34層和36層的FFT分析
加速度響應的放大如圖7、8所示，這是頻率分析的結果。如圖示在人類的振動激勵下，旋轉和跑步機的頻率分析結果中看到的特定數量振動的放大率更大，并且證實地板越高，放大率越高。
圖7 人激勵振動加速度的時程分析
圖8 人激勵振動后的頻率分析結果
表3和表4顯示了12層和34層加速度響應的最大值和均方根值的比較。如表3所示，在均方根響應的情況下，進行振動激勵的樓層的加速度較高，34層的響應分布較低，但高于旋轉或跑步機操作引起的響應。
展開 純電動汽車動力懸置系統匹配要點
由于純電動車輛的動力源是驅動電機，而非傳統的內燃機，因此懸置系統所受到的激勵與傳統燃油汽車的懸置系統受到的激勵有很大的區別，尤其是內部激勵。
傳統發動機所受到的內部激勵主要有一下幾個方面：
(1)活塞、連桿等質量往復運動產生的周期性質量力激勵（1 階和2階）；
(2)周期性質量力引起的質量扭矩（1 階、2 階、3 階和4 階）；
(3)點火燃燒壓力產生的氣體扭矩（0.5 階、1 階、1.5 階和2 階等）
所受的外部激勵：
(4)車輛加速、制動和急轉彎等形式工況帶來的慣性力；
(5)路面不平度引起的激勵（一般頻率范圍在0.3~28.3Hz）；
(6)傳動軸的2階激勵
發動機產生的內部激勵除了與發動機的缸數有關之外，還與各缸的相對位置、點火順序以及燃燒過程的不一致性等因素有關，這些因素的綜合會導致激勵成分變得更為復雜和不確定。
與傳統發動機汽車相比較，純電動車輛由于電機的工作原理、結構和動力傳遞路線的不同，其懸置系統受到的內部激勵有很大不同，歸結起來主要有以下幾種：
(1)轉子機械不平衡（包括靜不平衡、動不平衡和混合不平衡）產生的振動，該激勵的幅值跟電機的工作轉速有關，轉速越高，該激勵作用越明顯。
(2)電機定、轉子氣隙中的電磁力作用產生的電磁振動，該振動激勵與電機氣隙內諧波磁場及由此產生的電磁力幅值、頻率、極對數以及定子本身的固有特性有關。
(3)定、轉子偏心引起的振動，該激勵是由于加工和裝配精度不夠引起的；
(4)現階段，電動車的驅動系統通常都會配有一個齒輪箱，一般是固定速比變速器或者是具有2 到3 個檔位的機械式變速器，齒輪箱的制造精度和裝配精度不夠，也會引起整個動力系統的振動，這一點在電機高速工作時更為突出。
(5)電機輸出扭矩的反作用簡諧扭矩。
(6)車輛加速、制動和急轉彎等形式工況帶來的慣性力。
展開 設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（三）
在車身詳細開發階段，為考察懸置布置方案設計對整車怠速、加速振動的影響，采用有限元方法，建立整車結構振動分析模型，用于整車怠速、加速工況振動分析。此模型由白車身、動力系統、轉向系統、底盤系統等構成，其中白車身在結合了玻璃、閉合件、集中質量后成為了Trimmed Body；動力總成用剛體簡化；輪胎使用彈簧單元簡化。利用MSC Nastran SOL111求解器的頻響分析功能，進行整車狀態下振動分析，輸出方向盤、座椅導軌、動力懸置系統主被動測試振動響應，評估基于動力系統工作載荷下，整車響應和懸置隔振率。
整車振動激勵輸入：
施加發動機氣體爆發力、慣性力、慣性力矩在發動機曲軸中心處。載荷可以是基于理論計算或AVL等發動機性能模擬軟件，將發動機特性匯總到曲軸中心處。典型載荷如下表：
整車振動激勵輸出：
方向盤測點、座椅滑軌點、動力懸置系統主、被動點加速度。
基于MSC.Nastran分析過程定義：
考慮懸置系統動剛度與頻變阻尼影響，輸入如下圖：
為了準確評估結果，計算隔振率，減少開發周期，需要完成下列設置：
1、目前，OEM整車NVH模型規模一般都大于2000萬自由度，為了縮短計算時間，需要用到自動部件模態綜合法計算，設置如下：
2、 在整車系統中，動力總成剛體模態頻率、振型的識別與確認相比于簡化剛體模型要困難，為了準確識別動力總成剛體模態；同時，確定隔振率、模態頻率和振型是否滿足設計目標，需要借助MSC Nastran的節點動能和模態有效值質量功能在眾多頻率中找動力總成剛體模態，并判斷其方向。定義如下：
圖：模態有效質量輸出定義
基于總力總成在整車中占的質量百分比和計算輸出的6個方向質量、節點動能分布，能夠幫助我們準確識別關鍵設計指標。
展開 電動車驅動電機振動噪聲研究綜述
2016年，于蓬等人對動力總成在內部激勵下的振動進行分析，并根據試驗數據，得出電機內部電磁激勵在高頻段對動力總成的振動影響較大，進一步強調了電機高頻噪聲研究的必要性。
3 驅動電機振動噪聲激勵源的研究
3．1 電機本身電磁激勵
2010年Islam等研究并分析了永磁同步電動機的聲振特性，研究表明，徑向電磁力為電機振動的主要激勵。2012年Pellerey將電磁徑向力和切向力波施加到電機殼體進行分析，考慮了切向電磁力為振動激勵f31。2014年Jean等人考慮了靜／動態偏心等電機缺陷產生的影響。
3．2 動力總成中的機械激勵
目前，電機一變速器一體化驅動系統是典型的集成式驅動模式，國內已有對純電動車動力總成進行聲振特性試驗的研究，于蓬等人指出，動力總成由于其特有的內部綜合激勵使電機振動噪聲產生新特點，并對動力總成的內部激勵進行理論分析和數值模擬，考慮了變速器齒輪嚙合激勵對電機的作用。2015年方源等人對動力總成進行了試驗研究，利用頻譜分析證實了變速器齒輪嚙合頻率對電機的振動噪聲影響較大。
展開 【技術貼】EXCITE Mount Layout工具在動力總成懸置設計上的應用
表2 懸置位置定義
懸置剛度定義為非線性靜剛度，某懸置主方向剛度曲線如圖6：
從激勵層面上看，懸置系統需要隔離掉源于發動機的低頻振動激勵，如發動機往復慣性力以及傾覆力矩等，由于變速箱的激勵頻率范圍主要是中高頻，往往在定義動力總成載荷激勵時可不用考慮。圖7為當前模型缸壓負載，結合曲軸動力學模型，可快速計算發動機相應的振動激勵。
考慮汽車啟動過程加速度變化，設置整車運動加速度為6m/s^2，結合懸置動響應分析，可快速計算當前狀態動力總成響應位移。一般動力總成最大位移在10~20mm之間，動力總成最大旋轉角度也需控制在4°以內。EXCITE Mount Layout 中用戶可以自定義任意測點動響應結果，圖8為各測點位置。通過計算結果圖9與表3可知，以轉速為1000rpm為例，該動力總成測點MP3的Z向位移最大，為6.12mm、動力總成旋轉角度為2deg均不超過限制，滿足設計位移設計需求。
表3 動力總成測點位移
圖10為各懸置動響應位移和支承力，結合該結果可對懸置可靠性進一步進行校核。
在動力總成的懸置系統設計中，應盡可能解除動力總成的6自由度之間的剛性振動耦合，一方面便于減小可能激起共振響應的頻帶寬度，另一方面便于合理配置其固有振動頻率，使激勵頻率遠離固有頻率，獲得良好的整體隔振效果。因此，解除多自由度振動耦合便成為動力總成隔振系統設計中與固有頻率的合理配置同等重要的目標。
通常對于懸置解耦率一般都要求。分析模型發動機為四缸發動機，轉速在750rpm~6500rpm內，所對應的2階主激勵頻率為25Hz~216Hz，從隔振的效率考慮，依振動理論，懸置頻率應該小于22HZ；從汽車平順性的角度來講，懸置的頻率設定應避開人體的垂向敏感頻率 4~8 Hz 和水平共振頻率 0.5~2 Hz ；另外從頻率響應來看，需避開車身扭轉振動頻率。
展開 
設計仿真 | 基于MSC Nastran懸置優化（三）
在車身詳細開發階段，為考察懸置布置方案設計對整車怠速、加速振動的影響，采用有限元方法，建立整車結構振動分析模型，用于整車怠速、加速工況振動分析。此模型由白車身、動力系統、轉向系統、底盤系統等構成，其中白車身在結合了玻璃、閉合件、集中質量后成為了Trimmed Body；動力總成用剛體簡化；輪胎使用彈簧單元簡化。利用MSC Nastran SOL111求解器的頻響分析功能，進行整車狀態下振動分析，輸出方向盤、座椅導軌、動力懸置系統主被動測試振動響應，評估基于動力系統工作載荷下，整車響應和懸置隔振率。
整車振動激勵輸入：
施加發動機氣體爆發力、慣性力、慣性力矩在發動機曲軸中心處。載荷可以是基于理論計算或AVL等發動機性能模擬軟件，將發動機特性匯總到曲軸中心處。典型載荷如下表：
整車振動激勵輸出：
方向盤測點、座椅滑軌點、動力懸置系統主、被動點加速度。
基于MSC.Nastran分析過程定義：
考慮懸置系統動剛度與頻變阻尼影響，輸入如下圖：
為了準確評估結果，計算隔振率，減少開發周期，需要完成下列設置：
1、目前，OEM整車NVH模型規模一般都大于2000萬自由度，為了縮短計算時間，需要用到自動部件模態綜合法計算，設置如下：
2、 在整車系統中，動力總成剛體模態頻率、振型的識別與確認相比于簡化剛體模型要困難，為了準確識別動力總成剛體模態；同時，確定隔振率、模態頻率和振型是否滿足設計目標，需要借助MSC Nastran的節點動能和模態有效值質量功能在眾多頻率中找動力總成剛體模態，并判斷其方向。定義如下：
圖：模態有效質量輸出定義
基于總力總成在整車中占的質量百分比和計算輸出的6個方向質量、節點動能分布，能夠幫助我們準確識別關鍵設計指標。
展開 基于MeshFree的發動機冷卻風扇轉子動力學校核及振動分析
分析目標
發動機冷卻風扇屬于高速旋轉件，主要受到自身旋轉引起的不平衡慣性力和通過軸承及皮帶傳遞過來的發動機振動激勵。二者都有可能導致旋轉件渦動加劇而失穩。
基于MeshFree對發動機冷卻風扇進行模態分析及諧響應分析，以進行轉子動力學校核及振動響應分析。并對三種方案進行評估選優。
三種方案及主要參數
?主要區別在于聯軸及支承軸承方案
?軸承選用雙列球軸承，支承剛度影響因素眾多，暫無準確數值。單個軸承徑向支承剛度估算在10^6N/mm量級
?計算中對風扇軸芯部分簡化，并將皮帶及軸承以外零部件不納入風扇轉子系統進行計算。
?計算模型零部件總數在40個左右。
分析步設置
彈性支承模態分析-轉子動力學校核
約束模態動力學頻響分析-在發動機振動激勵下的響應分析
工作流程
結果示意（詳細結果及分析見文檔附件）
Demo視頻
見視頻附件（可惜無聲），基本包含一些建模過程的注意的細節。
感受
精度較高，這是邊界元半解析求解原理決定，可以用于詳細分析；
計算量略大于同復雜度等級FEA；
前處理自動化程度很高，但接觸識別計算量較大，感覺對幾何配合精度要求較高；
目前限于線性分析，好像還沒法做接觸非線性；
操作簡單易上手，既適合設計工程師做一些簡單分析，又適合CAE工程師求解一些規模較大精度要求較高的模型。
附件
MeshFree案例201907-冷卻風扇振動校核.pdf
FAN-modeAnalysis-Demo201907.part1.rar
FAN-modeAnalysis-Demo201907.part2.rar
展開 基于MeshFree的發動機冷卻風扇轉子動力學校核及振動分析-參賽投稿
分析目標
發動機冷卻風扇屬于高速旋轉件，主要受到自身旋轉引起的不平衡慣性力和通過軸承及皮帶傳遞過來的發動機振動激勵。二者都有可能導致旋轉件渦動加劇而失穩。
基于MeshFree對發動機冷卻風扇進行模態分析及諧響應分析，以進行轉子動力學校核及振動響應分析。并對三種方案進行評估選優。
三種方案及主要參數
?主要區別在于聯軸及支承軸承方案
?軸承選用雙列球軸承，支承剛度影響因素眾多，暫無準確數值。單個軸承徑向支承剛度估算在10^6N/mm量級
?計算中對風扇軸芯部分簡化，并將皮帶及軸承以外零部件不納入風扇轉子系統進行計算。
?計算模型零部件總數在40個左右。
分析步設置
彈性支承模態分析-轉子動力學校核
約束模態動力學頻響分析-在發動機振動激勵下的響應分析
工作流程
結果示意（詳細結果及分析見文檔附件）
Demo視頻
見視頻附件（可惜無聲），基本包含一些建模過程的注意的細節。
感受
精度較高，這是邊界元半解析求解原理決定，可以用于詳細分析；
計算量略大于同復雜度等級FEA；
前處理自動化程度很高，但接觸識別計算量較大，感覺對幾何配合精度要求較高；
目前限于線性分析，好像還沒法做接觸非線性；
操作簡單易上手，既適合設計工程師做一些簡單分析，又適合CAE工程師求解一些規模較大精度要求較高的模型。
附件
MeshFree案例-冷卻風扇振動分析.pdf
https://www.yqgqt.org.cn/content/post/535315
展開 【NVH專欄】三合一電驅動系統振動噪聲分析研究
為了進一步定性驗證優化方案對振動的抑制效果,對不同厚度的加筋板模型的中心點加載單位簡諧激勵,對加筋板模型的螺栓孔采用完全約束,得到不同厚度加筋板模型的中心點對激勵的振動響應頻譜圖,如圖13所示。
圖13 振動響應頻譜圖
從圖13可以看出,在700 ～1 300 Hz段,優化方案的振動幅值明顯降低,但厚度為4 mm的加筋板與5 mm的加筋板效果相差不大。
5 測試試驗
對優化后的驅動系統進行振動噪聲測試,測試結果如圖14所示。
圖14 優化前、后驅動系統的振動測試結果
由圖14可知,在裝有5 mm加筋蓋板與新轉子結構的驅動系統近場噪聲彩圖中,圖3中的2處共振帶不再出現;對比優化前后的測試數據可以看出,蓋板的法向振動加速度有所降低,在最大峰值處優化效果顯著;驅動系統的噪聲整體優化效果顯著,并且在轉速7 330、5 550、3 770 r/min處噪聲幅值大幅降低,其中采用新轉子結構與5 mm加筋蓋板的驅動系統的噪聲整體下降約13.3 dB。
6 結 論
本文對某新型三合一電驅動系統進行了振動噪聲測試分析,發現電機端和減速器端的振動激勵起控制器蓋板的彎曲模態引起蓋板強烈振動和噪聲;提出了一種通過減小電機徑向電磁力波與改進控制器蓋板結構來優化三合一電驅動系統噪聲水平的方法,并進行了試驗驗證,結果驅動系統噪聲顯著降低。研究得出以下結論:
(1) 較大面積的蓋板類結構易響應系統的振動激勵,引起結構的共振,從而輻射較大的噪聲。
(2) 通過轉子開槽可減小電機徑向電磁力波,改變蓋板厚度及加筋處理能有效增強蓋板類結構剛度、提高固有頻率、抑制結構振動,顯著改善噪聲水平。
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