振動響應分析的案例
夾具強迫隨機振動響應分析
利用MSC/ NASTRAN 和PATRAN 軟件建立了某微型發動機在隨機振動試驗時夾具的有限元計算模型,進行了強迫隨機振動響應分析,為縮短夾具的設計周期,提高設計水平,提供了一種新的途徑;對于基礎加速度激勵,采用了大質量法.
夾具強迫隨機振動響應分析.pdf
分享以前自己做的一個隨機振動的頻響分析，僅供參考交流
隨機振動響應分析.docx
仿真APP在電路板隨機振動響應預測中的應用
圖7 定義邊界條件
6）創建頻率分析載荷步
使用模態疊加法在Simdroid進行隨機振動分析。在隨機振動分析之前首先進行頻率（模態）分析，用于提取頻率分析的固有頻率和模態振型結果。設置模態階次，通常要求最后一階固有頻率值為PSD曲線頻率范圍的1.5倍，可采取試算的方式，以確定模態分析階次。Simdroid頻率分析設置中也支持用戶設置頻率區間的上下限。
圖8 頻率分析載荷步設置
通過模態計算，獲取了印制電路板結構前10階固有模態特性，包括模態頻率和模態振型。印制電路板結構模態分析結果如下：
圖9 模態頻率
圖10 模態振型
7）創建隨機振動載荷步
a）定義功率譜密度函數
圖11 隨機激勵的功率譜函數（PSD）定義
b）隨機響應分析參數設置
定義頻率范圍上下限，設置掃頻點數和固有頻率集中系數。選取振型數，建議包括輸入響應譜中定義的最大頻率的1.5倍。
Simdroid提供多種阻尼類型，用戶根據資料或試驗數據，選擇相應的阻尼類型。
在相關系數設置菜單中，定義參考重力加速度，使加速度PSD譜單位為g^2/Hz；在支座運動菜單中，定義激勵譜的類型和加載方向。
圖12 隨機響應分析載荷步設置
8）提交隨機振動響應分析，查看分析結果
Simdroid計算輸出結果的均方根值，默認為1σ，計算結果滿足正態分布，即在68.27%（1σ）時間響應內小于標準值（均方根值）。
當取2σ（95.54%）時，隨機振動響應的最大響應幅值為2倍均方根值（1σ對應的RMS值）；當取3σ（99.73%）時，隨機振動響應的最大響應幅值為3倍均方根值（1σ對應的RMS值）。
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
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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。
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MeshFree案例-冷卻風扇振動分析.pdf
https://www.yqgqt.org.cn/content/post/535315
展開 汽車空調箱鼓風機電機振動噪聲分析與控制研究
表1 定子自由模態仿真與實驗結果對比
2.2 電機電磁振動計算
將前面所計算的電磁激振力和齒槽轉矩加載到永磁有刷直流電機三維有限元模型上，通過Maxwell 與workbench 電機磁-固耦合仿真的方法，將二維模型的電磁力加載到三維有限元模型，計算電機的振動響應。為了反映定子殼體的振動規律，選取定子殼體Z點（永磁體中心）、Y點（永磁體中心）、S點（無永磁體處中心）、X點（無永磁體處中心）4個點查看其頻響，選取點位如圖6所示。
圖6 定子殼體點位置
在ANSYS 中對有限元模型進行額定工況下的振動響應分析，定子殼體上所取點頻譜圖如圖7所示。作用力在永磁體上（Z、Y點）所響應的主要頻率與激振力頻率成分基本一致，主要出現在600 Hz、1 200 Hz、1 800 Hz、2 400 Hz 的諧波分量上，最大位移幅值分別為4.1×10-5 mm和4.3×10-5 mm。作用在非永磁體表面上（S、X 點）所相應的頻率成分很多，在1 200 Hz、1 800 Hz、2 400 Hz的諧波分量上依然存在著振動響應，但相比Z、Y 點處的位移幅值小很多，根據Maxwell定律可知，直流電機的電磁振動激振力波或力矩主要是在磁極下起作用[11]。所以S點和X 點位于定子殼體無永磁體處，電磁力相對較弱，其頻響規律不明顯。
2.3 電機電磁振動實驗
本文采用磁粉測功機對電機進行加載使其功率增大，達到該電機的額定工況（額定電壓為10 V，額定電流為14 A，額定轉速為3 000 r/min），如圖8所示。
測試結果如圖9所示，在定子殼體Z、Y點上同樣存在600 Hz、1 200 Hz、1 800 Hz、2 400 Hz 的諧波分量，且在600 Hz處的振動位移幅值最大。
展開 混合建模與振動分析的實際工程應用網絡研討會視頻
混合建模與振動分析的實際工程應用網絡研討會視頻
系統的NVH性能主要取決于系統承受的各種載荷及其眾多部件與連接之間引起的復雜的相互作用。因此，建立一個完整的系統進行優化是振動噪聲工程中的正確方法。在早期的概念開發階段以及后期產品改進和優化階段，LMS Virtual.Lab Noise & Vibration（混合建模與振動分析）支持整個系統模型的振動聲學評價，它能捕獲到所有的關鍵過程步驟，系統地改善整個總成系統的振動噪聲特性。其技術特點和優勢表現在如下方面：
通過振動響應分析，確定振動量級，并對振動根源進行定位
根據試驗或仿真部件模型數據，獲得精確的系統級模型
通過間接方法獲得動力學分析載荷
試驗與仿真數據的相關性分析及模型修正
模態擴展、快速修改預測等
LMS混合建模與振動分析將實物試驗和虛擬仿真的長處相結合，新的設計過程不僅更快，而且更加精確可靠，因為試驗驗證過的模型已經嵌入在系統模型中。因此對投資的回報不僅體現在產品更快地投放市場和節約開發費用，而且改進了產品質量，開創了新的產品開發模式，是當前唯一工業級的解決方案。
視頻地址：http://pan.baidu.com/s/1eQrOyf4
展開 學術分享 | 用于定量分析的外圈故障滾動軸承的振動響應機理
實驗結果與模擬結果十分一致，可以看出該結果對于理解不同故障嚴重程度滾動軸承的振動響應機理是有效的。
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2 主要工作與貢獻
1、 分析了滾動體進入軸承外圈缺陷和離開軸承外圈缺陷造成的沖擊成分，構造了外圈故障滾動軸承的振動響應。
2、 討論了軸承故障尺寸對振動響應的影響，描述了滾動軸承外圈故障出現的雙沖擊現象，研究了缺陷尺寸變化與雙沖擊成分之間時間間隔的變化規律。
3、 通過對實驗信號的分析，驗證了所提振動響應機理對于滾動軸承定量分析的有效性。
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3 方法流程
1、 普通滾動軸承的動力學模型
在之前研究的基礎上，引入了單元諧振器來建立故障滾動軸承的有效非線性振動模型，如圖1所示。提出了一種5自由度非線性振動模型，該模型由水平和垂直方向上的4自由度內圈和外圈以及垂直方向上的1自由度單元諧振器組成。
展開 某轉軸隨機振動分析
八、結果后處理
計算完成查看結果，可以得到結構在該隨機振動作用下的應力響應云圖，如圖10所示。從圖中可以看到最大Mises應力值約為1.8MPa，即該作用下轉軸有99.73%的概率Mises應力值不超過1.8MPa，為設計提供參考和修改的理論依據。
ANSYS諧響應分析在紙機振動分析中的應用
紙機機架的振動特性直接影響紙張的品質。然而對于大型紙機，想要讓機架固有頻率避開所有不同直徑輥子的激振頻率是困難的，這時只要滿足該機架的最大振動振幅小于許可值，我們也認為這個機架的振動屬性是合格的。利用ansys軟件，建立有限元模型，將單位力施加到機架輥子處，進行諧響應分析，得到頻率與位移幅值曲線，經過fortran編程或excel將導出的數值進行轉換，結合由輥子精度等級計算得到的不平衡力，得到車速（即輥子的轉動線速度）與振動速度曲線，最后將各個不同直徑輥子的振動幅值疊加得到最終的振動曲線。與規定的標準值進行比較，從而可以判斷出該機架是否合格。
本文以一臺正在運營的紙機為例（圖1所示），基于以上原理說明ansys諧響應分析在紙機網部振動診斷中的應用。該紙機網部在運行車速900轉/分鐘左右時，流漿箱處存在明顯的振動，從完成部出來的紙的品質也不好。為了找到原因，建立網部的有限元模型，從而判斷出哪些因素對振動的貢獻最大。
2 振動測試
圖2為現場實測得到的流漿箱處的振動瀑布圖，測試范圍是需關心的車速在700m/min至1000m/min，頻率為0Hz至20Hz區間段。結果顯示，大約在5Hz時流漿箱沿紙機方向出現第一階振動幅值，該振動主要是由950/975mm輥子引起（可以由輥子直徑與轉速計算與瀑布圖對比得到），振幅為4.5mm/s，超過了相關文獻規定的許可值。
3 有限元分析
為了更好理解該紙機網部的振動，建立以梁單元與質量單元為主的有限元模型，如圖3所示。它將用來判斷激勵主要來自哪幾個輥子，也用來判斷減小振動措施的有效性。
展開 隨機振動響應譜分析技術
譜分析是一種將模態分析結果與一個已知的譜聯系起來，然后計算模型的位移和應力的分析技術，主要用于確定結構在隨機載荷下的動態響應。同時，我們需要注意的是，該類分析僅考慮線性的單元及材料，忽略各種非線性。
譜分析必須要已知結構的振型和固有頻率，因此需要先進行模態分析，當然我們可以考慮材料阻尼的影響。
1. 為什么要使用譜分析技術
在實際工程仿真應用中，工程師可能采用多種分析技術進行模型的求解，比如時域中的瞬態分析。
在瞬態分析中，為了捕捉不斷迭代的載荷，時間步長必須取得足夠小，因而通常很費時。對于瞬態分析，它很難應用于隨機振動的分析。而在譜分析中，我們則可以快速獲得位移、速度、加速度的最大響應，所以我們需要搞清楚什么是響應譜。
2. 什么是響應譜
考慮安裝于振動臺上的四個單自由度彈簧質量系統，它們的頻率分別是f1、f2、f3、f4，而且f1<f2<f3<f4。
如果振動臺以頻率f1 激振并且四個系統的位移響應都被記錄下來，結果將如下圖所示。
現在再增加頻率為f3 的第二種激振并記錄下位移響應，系統1及系統3將達到峰值響應。
如果施加包括幾種頻率的一種綜合激振并僅記錄下峰值響應，就將得到下圖所示的曲線，這種曲線稱為頻譜，即響應譜。
譜曲線代表了理想化結構系統在某激勵下的最大響應，響應可以是速度、加速度、位移或力。
展開 
ARMD 5.6軟件模塊及樣本
ARMD軟件包/模塊功能注釋：
ROSTAB 橫向振動穩定性分析
ROSYNC 橫向振動不平衡響應分析
RORESP 橫向振動瞬態響應分析
ROTORMAP 轉子動力學分析結果圖譜顯示
TORNAT 扭轉振動固有頻率計算
TORHRM 扭轉振動穩態響應分析
TORRSP 扭轉振動瞬態響應分析
JURNBR 固定瓦圓柱徑向滑動油膜軸承動力學計算
HYBCBR 固定瓦圓錐徑向滑動油膜軸承動力學計算
TILTBR 可傾瓦徑向滑動油膜軸承動力學計算
THRSBR 固定瓦和可傾瓦滑動油膜推力軸承動力學計算
COBRAEHL 滾動軸承動力學計算
ARMDbrochure.pdf
ARMD_demo_man.pdf
展開 ANSYS求解單自由度系統的振動響應分析
問題： 圖示系統質量塊質量為m=30kg，彈簧剛度為k=30kN/m并且彈簧質量可以忽略，質量塊被向左方向推離位置10mm后放手，求此系統的固有頻率、周期和響應，以及彈簧所受的力。
理論解：
！1求解系統的固有頻率
finish
/clear
/prep7
et,1,mass21
et,2,combin14
keyopt,1,3,4 !mass21二維無轉動慣量的質量點
keyopt,2,3,2 !2d軸向彈簧
r,1,30
r,2,3e4
n,1
n,2,1,0
type,1
real,1
e,2
type,2
real,2
e,1,2
d,1,all
d,2,uy
/solu
antype,modal
modopt,lanb,1
mxpand,1
solve
/post1
set,list
！2求系統的響應曲線
finish
/clear
/prep7
et,1,mass21
et,2,combin14
keyopt,1,3,4
keyopt,2,3,2
r,1,30
r,2,3e4
n,1
n,2,1,0
type,1
real,1
e,2
type,2
real,2
e,1,2
/solu
antype,trans
Trnopt,full
outres,all,all
timint,off
d,1,all
d,2,uy
d,2,ux,0.01
time,1
solve
time,2
kbc,0
ddele,2,ux
timint,on
autots,on
deltim,0.01,,0.1
solve
/post26
nsol,2,2,u,x
plvar,2
prvar,2
最后得到結果質量點的位移響應曲線
展開 基于optistruct模態頻率響應的電池包隨機振動分析 ￥15
基于隨機振動仿真手段評估車用電池箱結構的振動特性。依據GB/T 31467.3-2015法規要求,采用OptiStruct軟件以電池箱模型模態頻率為依據對電池箱進行PSD隨機振動分析。為避免與汽車振動源共振,重點研究電池箱與激勵源頻率接近的頻率下的PSD隨機振動的響應結果。利用CAE仿真手段能夠大幅度縮短電池箱的設計周期,優化了設計流程。
隨機振動是一種無法用確定的函數關系式表述的振動形式，處于隨機振動環境下的零部件的振動加速度幅值、位移幅值、應力幅值等無法預知。汽車受路面激勵而產生的振動、船舶受海浪作用產生的晃動、飛機受氣流的影響產生的擺動都是隨機振動現象。對隨機振動的載荷描述，利用數學統計的方式，把各個頻段的載荷大小分類，用功率譜密度來統計載荷的信息。
隨機振動分析結果
本案例以Z向隨機振動為例，其它方向結合功率譜要求（X/Y）依次類推。 下圖為電池包振動測試國標中Z向的加速度功率譜密度。可以看出，在Z向（垂直路面）上，加速度載荷主要集中在10Hz~20Hz頻段，這是因為路面、車架的振動主要是低頻振動，對電池包的激勵頻率一般不高于30Hz。
功率譜以Z向加載為例：
Z向功率譜/GB/T 31467.3-2015
Steinberg根據應力的高斯分布將結構的應力水平劃分為三個層次，分別為1σ、2σ、3σ應力。三個應力水平對應發生的頻率如下表所示。
展開 駕駛室結構振動及其聲固耦合噪聲響應分析
駕駛室結構振動及其聲固耦合噪聲響應分析
劉 鵬,劉 更,惠 巍
(西北工業大學機電學院,西安 710072)
摘 要:利用有限元分析軟件ANSYS和聲學分析軟件SYSNO ISE對卡車駕駛室的振動與內部聲場耦合做了數值計
算分析研究。介紹了振動頻響分析方法,動力學計算與聲學邊界元模型耦合的具體步驟。通過計算分析,分別研究
了駕駛室結構的聲固耦合模型與非耦合模型對室內聲場的影響,從而找出在不同的壁板厚度條件下,聲固耦合作用
對室內噪聲的影響,以及駕駛室內聲場的變化規律。
關 鍵 詞:駕駛室;振動;聲學;有限元;邊界元;聲固耦合
駕駛室結構振動及其聲固耦合噪聲響應分析.pdf
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