激振力的案例
案例21：發動機懸置三個方向激振力的加載方法
案例21：發動機懸置三個方向激振力的加載方法
之前，QQ群里有個哥們碰到一個問題：測試得到的發動機懸置的激振力（每個懸置三個方向）加不上。之前在書里面看到的都是一個力加載到一個輸入點Input point上面。但是，實際上在忽略扭矩作用時，每個發動機懸置處的激振力是XYZ三個方向的。這樣就需要在一個Input Point上加載三個方向的激振力Load Function。
這種加載需要手動指定激振力的方向。加載方式如下：
1三個激振力Load Function，一個輸入點Input Point
2通過Mannual Assignment的方式給三個力分配響應的自由度
分配X自由度的激振力
分配Y自由度的激振力
分配Z自由度的激振力
分配完之后Status 顯示 √ 說明載荷已經正確設定好了
感謝阿偉（superxjw版主）在本人學習LMS Virtual.Lab過程中的幫助！
展開 【妙趣力學|張華】從蜻蜓翅痣談飛機機翼顫振及其抑制
【妙趣力學|張華】從蜻蜓翅痣談飛機機翼顫振及其抑制
由于舵面重心處慣性力Fi 靠后，從位置0-4舵面形成順時針偏轉角，翼型彎度始終為正，產生的附加升力始終向上與振動方向一致是激振力，且該激振力也隨速度而增加。另一方面，翼型從0-4的向上運動過程中，相對速度向下傾斜使有效迎角減小，形成向下的負升力，此力與機翼振動方向相反是減振力，由于隨速度增加上述相對迎角的變化量減小，因此隨速度增加減振力不如激振力增加得快。位置4-8的向下振動過程與此類似，也存在上述激振力和減振力。由于隨速度增加氣動激振力比氣動減振力增加得更快，一旦速度達到或超過某臨界值就會發生顫振甚至造成結構破壞。圖6(b)將彎曲和舵面偏轉與飛行距離結合顯示了其臨界顫振過程。
顯然舵面重心位于轉軸之后由慣性力產生的舵面偏轉及氣動激振力是造成彎曲/舵面偏轉顫振的關鍵原因。采用舵面重心配平、提高操縱系統剛度、消除操縱系統中的間隙等措施都有助于提高彎曲/舵面偏轉顫振臨界速度。在舵面上加配重通常有分散式配重和集中式配重兩種方法，參見圖7 所示[3]。
(a). 分散式 (b).集中式
圖7.兩種舵面配重形式(1.舵面,2.配重,3.翼面）
分散式配重的優點是舵面偏轉時對機翼形狀影響不明顯，但由于配重距離轉軸較近使得配重可能偏重，圖8是一種舵面分散式配重的結構。在舵面轉軸后方采用輕質的蜂窩夾芯結構可以減小配重質量。采用集中式配重可使配重安排在距轉軸較遠的操縱面前緣處，從而可減小配重質量，但其缺點是舵面偏轉時會影響局部外形。圖9是方向舵采用集中式配重的波音737-800飛機，圖10是方向舵集中式配重的放大圖。
圖8. 一種舵面分散式配重結構
圖9. 波音737-800飛機方向舵采用了集中式配重
圖10.
展開 變頻空調壓縮機電機的振動噪聲優化研究
圖10 新方案對比基準頻譜
3 結論
通過對電機激振力的產生機理進行理論推導和分析，結合Maxwell仿真計算工具得出定子側和轉子側激磁產生的磁密諧波，并分析其分布特征。氣隙中徑向磁密遠大于切向磁密，所以電機的激振力主要由徑向磁密激發。由于磁導的激發分化，氣隙磁場中的徑向磁密諧波含量豐富，定子繞組側主要有2、3、4、5、8、11等階次諧波；轉子側主要有4、5、7、8、10等階次諧波。
定轉子的諧波相互作用產生階次較低的激振力，當激振力與零部件固有頻率較為接近時，會激發出較大的振動響應，表現為響應頻段的噪聲頻譜惡化。根據解析推導，激振力的頻率為固定離散的點，從激勵側盡可能降低激振力或激振力密度是改善噪聲振動的重要手段。
展開 MSC.ADAMS軟件在齒輪嚙合力仿真計算中的應用
本文通過建立某傳動系統的三維實體模型，以Hertz彈性撞擊理論為基礎，合理地定義了仿真計算齒輪激振力的參數，利用多體動力學仿真軟件MSC.ADAMS進行了齒輪嚙合力仿真計算,并給出某一特定傳動條件下的齒輪激振力的計算結果。結果表明，本文提出的齒輪激勵力仿真計算時參數選取是合理的。
下載地址:
http://www.caenet.cn/paper/Paper.aspx?ID=408
多級離心壓縮機滿負荷試驗中的流體激振問題
壓縮機CFD分析結果：
激振力和合成振動幅值
在第 8 個葉輪上由 Fr 以 60Hz 激發，
計算激勵，其合成振動幅度為 7.3um (p-p)，與實際 SSV 幅度相似。
總 結
總結
根據 CFD，如果壓縮機排氣壓力因車間管道的外力而波動，作用在轉子上的力會增加。
Case 2 分析表明觀察到不同的頻率，例如 110Hz，即使壓縮機排氣僅在 65Hz 波動。
振動幅值由第 8 級葉輪 65Hz 的激振力計算得出，在探頭位置產生 7.3μm，與實際水平（6.5μm）非常相似。
教 訓
教訓
在高壓試驗條件下，即使是車間下游管道系統也可能產生激振力，從而導致壓縮機轉子振動。
展開 動力總成懸置系統設計中的坐標系定義及解耦坐標系討論
圖5 與水平面成50°布置的發動機
三、參考不同解耦坐標系的問題
1、原則上：解耦應參照激振力的方向進行解耦。比如水平方向存在激振力，應確保水平方向的模態是解耦的。
2、但對于動力總成懸置系統來說，傾覆力矩波動引起的振動繞TRA方向。TRA坐標系的另外兩個軸一般不與任何一個水平坐標系平行。
3、因此，解耦僅參考一個坐標系似乎都不合理。
4、現今TRA軸是自由狀態無約束下的TRA軸，動力總成懸置系統TRA軸實際上應為約束TRA軸。
四、不同工況下解耦參考坐標系的適用情況
1、 怠速下，理論上參考TRA坐標系更好，但還需考慮發動機的缸數所帶來的激振力的方向。
2、 高轉速下，參考動力總成質心坐標系或整車坐標系更好（依據動力總成布置傾斜程度而由不同的考慮）。
3、 路面或輪胎激勵下，則參考整車坐標系更好。
4、 在低頻0-50HZ時，路面激勵和傾覆力矩波動對振動影響較大，慣性力/慣性力矩對振動影響較小。因此低頻范圍需重點關注整車坐標系和TRA軸坐標系下的解耦
5、 當轉速上升至一定范圍，慣性力/慣性力矩會顯著增大，但對應的頻率與懸置系統固有頻率相比已有足夠大的隔振空間。因此可以不考慮動力總成質心坐標系下的解耦情況。（見圖6所示）
圖6 不同轉速下傾覆力矩機慣性力的變化情況對比
通過上面的闡述，各位讀者，應該對坐標系定義以及解耦坐標系的選擇有了一個比較清楚的認識了吧！如果有什么不明白的，可以加我的微信一起探討，我的微信號是bycmgs。當然直接關注公眾號最好了。
展開 飛行器尾舵純模態試驗
圖8 不同頻率下幾乎完全相同的模態振型
純模態試驗
當結構受到外部正弦激勵并按照某階固有頻率振動時，此時結構的慣性力與彈性力平衡，激振力與結構的阻尼力平衡，且響應的實部趨于零，結構呈現單一模態的相位特征。因此，通過反復調節激振力與頻率，使結構上各個測點加速度響應與激勵相位差為90°，即相位共振，即可得到結構在某一固有頻率下的振型。為更好指示和識別模態，將所有響應相位歸納為一個總體目標函數，即MIF函數，并稱此標量為模態指示函數，數學表達式如下：
其中X為測點加速度響應，ImX表示為測量點加速度響應的虛部，當結構呈共振狀態時，此時所有響應點的實部趨于零，虛部呈極大值。即當MIF→1 時，認為結構呈現單一的“固有頻率模態”，即純模態。
在純模態調諧時，通過調節頻率的變化，使得MIF值達到0.8以上，測得尾舵系統的模態頻率和振型，并改變激振力的幅值，測得模態頻率、結構振動幅值和激振力幅值的曲線，進行最終的模態參數確認。
圖9 純模態調諧繪制的力-頻曲線（一階彎曲模態）
在對尾舵系統進行分析時，可使用漢航Hunter MF12硬件以及NTS.LAB軟件進行純模態測試分析，獲得其準確動力學特性。
圖10 試驗流程圖
使用漢航NTS.LAB純模態測試分析軟件研究尾舵結構在一定預緊力下，通過增加激振力，模態參數變化的變化規律，為進行非線性尾舵結構振動模態參數識別提供了試驗數據。
展開 【電機振動原因及處理方法】- 米思米機械設備知識分享
4）把基礎上4個地腳螺栓全緊固，電機的振動值仍然超標，這時檢查軸伸上裝的聯軸器是否和軸肩靠平了，如不平，軸伸上多余的鍵產生的激振力會引起電機水平振動超標。這種情況振動值超得不會太多，往往和主機對接后振動值能下降，應說服用戶使用，。多余的鍵就不會額外增加激振力。如需處理，只需把多余的鍵截去多出長度的一般即可。
5）如電機空試振動不超標，帶上主機振動超標，有兩種原因：一種是找正偏差較大；另一種是主機的旋轉部件（轉子）的殘余不平衡量和電機轉子的殘余不平衡量所處相位重疊，對接后整個軸系在同一位置的殘余不平衡量大，所產生的激振動力大引起振動。這時，可以把聯軸器脫開，把兩個聯軸器中的任一個旋轉180℃，再對接試機，振動會下降。
6） 振動振速（烈度）不超標，振動加速度超標，只能更換軸承。
7）二極大功率電機的轉子由于剛性差，長時間不用轉子會變形，再轉時可能會振動，這是電機保管不善的原因，正常情況下，二極電機儲存期間。每隔15天要對電機盤車，每次盤車至少轉動8圈以上。
8）滑動軸承的電機振動和軸瓦的裝配質量有關，應檢查軸瓦是否有高點，軸瓦的進油是否夠、軸瓦緊力、軸瓦間隙、磁力中心線是否合適。
9）一般情況下，電機振動的原因，可以從三個方向的振動值大小做簡單的判斷，水平振動大，轉子不平衡；垂直振動大，安裝基礎不平不好；軸向振動大，軸承裝配質量差。這只是簡單判斷，要根據現場情況，結合以上所述的因素綜合考慮，查找振動的真實原因。
10）Y系列箱式電機的振動應特別注意軸向振動，如軸向振動大于徑向振動，對電機軸承的危害極大，會引起抱軸事故。要注意觀察軸承溫度，如定位軸承比非定位軸承升溫速度快，應立即停機。這是因為機座的軸向剛度不夠引起的軸向振動，應加固機座。
展開 整車電機振動噪聲：某混合動力汽車電機噪聲分析和降噪設計
3 結論
文中通過試驗和仿真相結合對開發過程中電機高頻噪聲過大問題進行正向設計，通過優化轉子結構，降低了轉子定子徑向力激振力。最終提升了該電機的NVH性能，其聲品質有大幅提高，對工程實際有一定指導意義.
作者：鐘文彬，黃森，張軍輝
作者單位：(菲亞特克萊斯勒亞動力科技研發(上海)有限公司，上海201800)
來源：汽車零部件
航空發動機壓氣機和渦輪輪盤的載荷特點及計算狀態
由于流道內支架及分離式燃燒室的存在，導致氣流沿周向不均勻，從而給葉片產生一個周期性不平衡的氣體激振力。這個激力的頻率為：Hf =ωm。其中，ω 為發動機轉子的轉速，m 為支架或燃燒室的個數。
盤表面所受周期性不均勻氣體壓力。
通過相連的軸、連接環或其他零件傳給盤的激振力。這是由于軸系的不平衡，導致整機振動或轉子系統振動，從而將帶動與之相連接的盤一起振動。
多轉子渦輪葉片之間存在復雜的干擾力，他們將對盤、片系統振動產生影響。
盤片耦合振動。盤邊耦合振動與盤片系統的固有振動特性相關，當盤片系統所受的激振力與系統的某階動頻接近時，系統將發生共振，并產生振動應力。
六、盤與軸連接處的裝配應力
盤與軸的過盈配合將對盤產生裝配應力，裝配應力的大小取決于過盈配合量、盤和軸的尺寸及材料等因素，且與盤上受到的其他載荷有關。如離心載荷和溫度應力的存在，會使盤中心孔變大，使過盈量減小，從而使裝配應力減小。
在上述各種載荷中，質量離心力和熱載荷占主要成分，在作強度計算時，應考慮轉速與溫度的如下組合：
飛行包線中規定的各強度計算點的轉速與相應該點的溫度場；
最大熱載荷點或飛行中最大溫差的穩態溫度場與最大允許穩態工作轉速，亦或在飛行中達到最大允許穩態工作轉速時相應的穩態溫度場。
展開 船用隔振器動態性能測試方法研究
記錄激振力與位移時域波形，繪制激振力-位移遲滯曲線。
圖10 典型的激振力-位移遲滯曲線
典型的激振力-位移遲滯曲線如圖10所示。從中可直接得到位移最大值X0為2.009mm，彈性力值為1529N，根據公式（8）計算出動剛度為7.61×105N.m。
當位移X=0時，阻尼力達到最大值為255N，根據公式（9）計算可得損耗因子為0.083。
已知質量塊重量為700kg，根據公式（5）可計算得到系統的固有頻率為5.247Hz。
03.
兩種方法比較
由上述案例可知，基礎激振法和橢圓法測試得到的動剛度值基本一致，動剛度測試誤差在6.7%，損耗因子測試誤差在7.2%，固有頻率測試誤差在4.6%。
基礎激振法的激振頻率由低到高，測試結果不受激振頻率影響。而橢圓法測試動剛度時對激振頻率和激振幅值提出了明確要求（見表1），須采用低頻激振；如果不按該表實施，其測試結果可能存在一定誤差。
展開 
【Abaqus DEM-FEM耦合】聲音能看得見嗎？Chladni Plate仿真模擬 ￥599
金屬板的部分低頻和高頻振動模態
然后忽略顆粒，用一個501Hz的激振力，使金屬板振動起來，模態動力學計算結果表明，板子穩定之后的振動形態與該階模態的振型一致。
金屬板模態動力學
最后，是我們的DEM-FEM顯式動力學模型，為了考察整個動力學過程，模型中一共引入6498個離散單元，這些微小顆粒用來模擬克拉尼板實驗中的沙粒。
克拉尼板DEM-FEM耦合模型
第一個工況，我們使用260Hz的激振力，板子的振動起來后，顆粒出現了有規律的重新分布。
克拉尼板定頻激振
通過顆粒的速度矢量圖可以看出，靠近模態振型節線位置的顆粒運動速度比較小，基本不往別的地方運動；靠近波腹的顆粒會被板子的振動彈起，速度比較大，大部分最終會偏離這個位置，停在節線附近，顆粒整體上呈現出結構的模態振型。
顆粒速度矢量圖
第二個工況更加復雜，我們使用384Hz~501Hz的變頻激振力使板子振動，看看顆粒重新分布的情況。
金屬板384Hz和501Hz的振動模態
結果表明，顆粒分布首先呈現出了384Hz的振動模態，隨著激振力的頻率發生變化，逐漸過渡到501Hz的振動模態。
克拉尼板變頻激振
因為DEM-FEM模型計算量非常大，所以顆粒數目設置的比較少，不過目前看來也基本上可以勾勒出板子的低階模態振型了。
下載區：260Hz定頻激振+384Hz和501Hz變頻激振兩個inp文件
展開 案例3：阻尼材料案例：Isotropic VS Viscoelastic Materials
模型：周邊約束，然后給定單位激振力，分析某點的振動響應。
Isotropic材料
Isotropic材料計算的某點振動響應
Viscoelastic材料（阻尼損耗因子用虛部來表示）
Viscoelastic材料計算的某點振動響應
分析結果對比：
20-200Hz范圍內振動加速度的均方根值對比：65.16 vs 40.49
致謝：感謝superxjw版主在本人使用VL過程中的幫助。
本案例所用到的模型下載地址：http://pan.baidu.com/share/link?shareid=2433308033&uk=1728334102
展開 LMS Virtual.Lab Motion_方法介紹3--齒輪箱動態響應仿真分析
今天給大家介紹一篇關于齒輪箱動態響應仿真分析的文章，文中介紹了齒輪箱內部激振力的計算方法、軸承支反力的計算方法、箱體的模態分析以及齒輪箱的動態響應。
多體模型：
軸承支反力結果：
箱體有限元單元：
某節點的動態響應結果：
文獻下載地址：http://pan.baidu.com/s/1FsGTh 文件夾中：某船用齒輪箱動態響應仿真分析.pdf
更多下載資料請關注百度網盤LMS_VL_Motion，Moiton交流群：324201728
案例4：多孔吸聲材料的吸聲效果比較
案例4：多孔吸聲材料的吸聲效果比較一個長方體盒子，內部是空氣，在盒子側面給定單位激振力，空氣中某點的聲壓作為響應。
多孔材料參數設置：
多孔材料屬性設置：
單層吸聲材料，厚度分別為1mm，2mm，3mm
無多孔吸聲材料的計算結果
有多孔吸聲材料的計算結果（1mm）
有多孔吸聲材料的計算結果（2mm）
有多孔吸聲材料的計算結果（1mm）
吸聲材料的吸聲效果一般在中高頻比較明顯。另外隨著吸聲材料厚度的增加，吸聲效果越來越明顯。
感謝Superxjw在本人學習LMS Virtual.Lab過程中的幫助！
