頻響分析的案例
穩(wěn)態(tài)滾動輪胎頻響分析 ￥10
上一節(jié)講述了基于模態(tài)法的自由輪胎和載荷輪胎的頻響分析，其在胎面149點的頻響曲線分別如下：
今天主要講述穩(wěn)態(tài)滾動輪胎的頻響分析，與自由輪胎和載荷輪胎不同，輪胎在穩(wěn)態(tài)滾動狀態(tài)下，整個系統(tǒng)的剛度矩陣和阻尼矩陣為不對稱的，采用基于模態(tài)法的頻響分析并不能完全表現其模態(tài)特性，故穩(wěn)態(tài)滾動輪胎的頻響分析一般采用直接法。采用直接法雖然會使計算時間大大增加犧牲了計算效率，但是得到的頻響結果更符合傳遞特性。
直接法的頻響分析是在step3roll_tire.inp的計算結果基礎上進行重啟動分析；
如果想基于模態(tài)法，則在step4rolltire_mode.inp的計算結果進行重啟動分析即可。
本節(jié)主要講述直接法的穩(wěn)態(tài)滾動輪胎頻響分析。
展開 一步一步做頻響分析
頻響分析是一種用來計算結構在穩(wěn)態(tài)振動激勵下的響應。比如旋轉的機器，不平衡的旋轉的輪胎，或者直升機的機翼。
例如：旋轉的機器，旋轉的速度不同，頻率不同；同時速度不同，力的幅值也不同，既力的幅值雖頻率變化，頻響分析的作用就是求出機器在不同的轉速的狀態(tài)下的響應。。。
在頻響分析中，激勵是頻率的函數，在特定的頻率下力已知。激勵力可以是載荷或者強迫振動（位移、速度或者加速度）。
力是時間的正弦函數
所有頻響分析的激勵都是這個形式，其中，A為幅值，是頻率的函數； 為初相位。頻響分析我們需要定義的就是這兩個。
頻響分析中使用復數描述力和響應。
位移的復數
力、速度、加速度等量的描述同上。
歐拉函數：
Natran中激勵力的定義
RLOAD1
RLOAD2
比如，RLOAD1 A=1 C（f）=1 D(f)=0 = =0 那么就定義了一個幅值為1，不隨頻率而變的激勵力，
頻響分析.rar
展開 ANSA頻響分析接口演示案例
上傳一個用ANSA做頻響分析的視頻，大家研究研究。
其中在界面中彈出窗口使用shift+？鍵調出界面，退出見面用ESC（不保存結果）。
更新了下demo_finish.dat文件，這個文件可以用于計算，原文件我設置的模態(tài)頻率沒有捕捉到。
頻響分析.part1.rar
頻響分析.part2.rar
頻響分析.part3.rar
頻響分析.part4.rar
頻響分析.part5.rar
demo_finish.rar
NAStran頻響分析接口演示案例
頻響分析.part1.rar
頻響分析.part2.rar
頻響分析.part3.rar
頻響分析.part4.rar
頻響分析.part5.rar
demo_finish.rar
Abaqus頻響分析完美解析
基于Abaqus軟件，做了一個較復雜結構的頻響分析，把完整步驟進行了敘述，供大家參考！
Abaqus頻響分析完整過程.part1.rar
Abaqus頻響分析完整過程.part2.rar
另外，關于頻響分析，有人總結了一下就是：結構在某頻率的載荷的往復作用下結構的振動情況，主要是在頻域下進行考察的，這樣可以看出結構對不同頻率的敏感程度和不同頻率段下結構的薄弱部位，用來指導結構減振設計等。具體內容較多，找了個較好的講解文件，見附錄，大家參考。
頻率響應分析法.rar
Abaqus頻響分析完美解析
基于Abaqus軟件，做了一個較復雜結構的頻響分析，把完整步驟進行了敘述，供大家參考！
頻率響應分析法.part3.rar
Abaqus頻響分析完整過程.part1.rar
Abaqus頻響分析完整過程.part2.rar
頻率響應分析法.part1.rar
頻率響應分析法.part2.rar
子午線輪胎在Free及Loading狀態(tài)下的頻響分析 ￥10
基于先前所講述的輪胎的二維充氣仿真分析、三維充氣及輪荷加載分析、輪胎在自由及載荷狀態(tài)下的模態(tài)分析，本次課程則主要講述子午線輪胎在自由和載荷工況下的頻響分析。本次課程為新建的模型，故Hypermesh輸出的2D.inp文件、Step1.inp文件、step2rev.inp文件、step2free_mode_.inp文件、step3loading_mode_.inp文件以及本次課程講述的step3_freemode_FRF.inp、step4_rolltire_FRF.inp文件都會在文末給出。
輪胎的頻響分析是基于模態(tài)分析進行的，屬動力學分析：
*STEADY STATE DYNAMICS,FREQUENCY
輪胎自由及載荷狀態(tài)下的模態(tài)如下：
現在，基于模態(tài)仿真信息進行輪胎自由頻響分析inp文件的編寫：
*HEADING
Step3:FRF based free mode from step2free_mode_.inp
*RESTART,READ
**（先進行基于模態(tài)分
析的重啟動分析）
*NSET,NSET=FRF_OUT
PUT
360,149,323
（360為輪心點）（加載點為輪心Z向，響應點為胎面和胎側點）點的選取基于Hyper mesh進行查看：
展開 頻響分析在發(fā)動機懸置設計中的應用研究
介紹汽車發(fā)動機懸置動態(tài)特性的重要性，提出用加速度頻響函數分析動態(tài)特性的方法，并建立了相應的數學模型。以國產某款車為例，對發(fā)動機左右懸置進行了加速度傳遞函數響應分析，指出了設計中存在的問題，并提出修改方案，修改后的動態(tài)性能明顯改善。
113-頻響分析在發(fā)動機懸置設計中的應用研究.pdf
旋轉柔性梁系統(tǒng)振動頻響特性分析及振動抑制
建立撓性旋轉梁試驗平臺，進行了基于加速度傳感器和壓電片傳感器的試驗模態(tài)激勵分析、振動頻響特性分析。并根據振動特性選取加速度反饋控制算法的相應參數，利用交流伺服電機驅動器抑制旋轉梁設定點的振動、旋轉過程的振動主動控制進行了試驗研究。試驗結果表明采用提出控制方法能夠快速地抑制系統(tǒng)的振動，驗證了特性分析和提出控制方法的可行性。
旋轉柔性梁系統(tǒng)振動頻響特性分析及振動抑制.pdf
Abaqus的響應譜分析 附Abaqus頻響分析完整過程下載
在ABAQUS中，響應譜分析是分為兩步完成的，第一步需要設置一個頻率提取分析步，提取結構的前幾階固有頻率；在第二個分析步中設置響應譜分析。
值得注意的是，譜分析的激勵是在step中加載的，不需要在load中進行設置。
下載地址：Abaqus頻響分析完整過程
旋轉柔性梁系統(tǒng)振動頻響特性分析及振動抑制
建立撓性旋轉梁試驗平臺，進行了基于加速度傳感器和壓電片傳感器的試驗模態(tài)激勵分析、振動頻響特性分析。并根據振動特性選取加速度反饋控制算法的相應參數，利用交流伺服電機驅動器抑制旋轉梁設定點的振動、旋轉過程的振動主動控制進行了試驗研究。試驗結果表明采用提出控制方法能夠快速地抑制系統(tǒng)的振動，驗證了特性分析和提出控制方法的可行性。
旋轉柔性梁系統(tǒng)振動頻響特性分析及振動抑制.pdf
對于板單元無需縫合間隙 進行裝配體模態(tài) 靜態(tài) 頻響分析 NastranFX
對于板單元無需縫合間隙 進行裝配體 模態(tài) 靜態(tài) 頻響分析 NastranFX 大大提高求解效率
【譜分析 】結構頻響函數FRF計算 ￥10
表 1.Loadcollectors載荷集
序號
含義
載荷集名稱
Card image
load types
1
邊界約束
SPCS
none
SPC
2
載荷約束
unit load
none
DAREA
3
激勵頻率范圍
tabled1
TABLED1
/
4
動載荷
rlaod2
RLOAD2
/
5
響應頻率范圍
freq1
FREQi
/
1.頻響函數分析目錄.png
運用頻響函數分析機車車輛二系懸掛的減振性能
分析表明,SW—160型轉向架的二系懸掛在015Hz和117Hz附近有較高的橫向傳遞率,而209HS型轉向架在118Hz附近的垂向傳遞率比SW—160型轉向架高。運用SPAMP方法找到了SW—160型轉向架橫向傳遞率較高的原因,據此調整了二系懸掛,重新進行了在線測試和試驗分析。構架至車體響應的頻響函數估計表明,調整二系懸掛后,SW—160型轉向架在015Hz和117Hz處的橫向傳遞得到了有效的控制,橫向減振性能顯著提高
運用頻響函數分析機車車輛二系懸掛的減振性能.pdf
基于Ncode的新能源汽車電池包隨機振動疲勞分析
頻率響應分析工況設置如下圖所示：
圖3 電池包頻響分析設置
基于Ncode的隨機振動疲勞分析
3.1 頻率分析結果讀入，首先搭建疲勞分析五框圖，將頻響分析結果導入到五框圖中的FEinput模塊
圖4 隨機振動疲勞分析流程圖
3.2 定義PSD曲線，選擇Vibration on Generator，生成ZYX三個方向PSD加速度頻譜。
圖5 加速度PSD響應譜生成
3.3 振動疲勞分析設置，選擇Vibration on CAE Fatigue，建立三條振動載荷通道，分別是Z、Y及X。
在Vibration on CAE Fatigue模塊設置中，右鍵點擊Advanced Edit 點Yes；選擇duty cycle，并建立三個方向載荷，并將repeat count改為21h，即75600s。
3.4 材料設置 按照電池包安裝支架材料牌號，設置材料SN曲線，材料SN曲線如圖6所示：
圖6 材料SN曲線設置
上述步驟設置完畢后提交計算，在Ncode軟件中完成電池包隨機振動疲勞分析，分析全流程如圖7所示：
圖7 計算流程
3.5分析結果讀取
通過臺架振動疲勞分析，得到該支架最大損傷節(jié)點75842812為0.848，RMS應力值為58.16MPa，最小壽命為1.770次，即電池包振動疲勞在三個方向各經過21小時后，可以循環(huán)1.77次。
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