Ansys壓縮試驗的案例
【iSolver案例分享】鋁制易拉罐的單向壓縮試驗
【iSolver案例分享】鋁制易拉罐的單向壓縮試驗
一、模型背景
鋁制易拉罐的模型尺寸如圖一,壁厚為1mm,采用iSolver和Abaqus通用求解器分別求解該鋁制易拉罐在單向受壓情況下的應力應變分布情況。
圖一
二、建模
模型采用的單位制為 噸、毫米、牛、秒。鋁的密度取為7.85t/m3,彈性模量為215GPa,泊松比為0.33。
建模時，為節約計算成本，充分利用易拉罐的軸對稱性建立四分之一模型。模型邊界條件如圖二。模型底部固定，頂部施加均布力，四分之一模型的兩個側橫截面為軸對稱邊界。
模型的網格劃分情況如圖三。
圖二
圖三
三、Abaqus結果
1) 易拉罐側面應力分布圖
2) 易拉罐頂部應力分布圖
3) 易拉罐底部應力分布圖
4) 易拉罐頂面應力分布圖
5) 易拉罐側面應變分布圖
6) 易拉罐頂面應變分布圖
四、iSolver計算
Abaqus計算以后會自動生成inp文件。我們將inp文件導入到iSolver中進行求解。導入方式如下所示。
展開 巖土-三軸壓縮試驗
三軸壓縮試驗適用于測定黏性土和砂性土的總抗剪強度參數和有效抗剪強度參數。
2. 試驗方法
室內測定抗剪強度的方法一般有直接剪切試驗、無側限抗壓強度試驗和三軸壓縮試驗。無側限抗壓強度實驗是三軸壓縮實驗中的一種特殊情況。三軸壓縮試驗與直接剪切試驗相比具有以下優點：能控制試樣排水條件，受力狀態明確，可以控制大小主應力，剪切面不固定，能準確地測定土的孔隙壓力及體積變化，由于具有這些優點，三軸壓縮試驗得到廣泛發展以后，使抗剪強度的研究工作也獲得了很大的進展。然而，三軸壓縮試驗也存在一定的缺點：主應力方向固定不變，試驗在軸對稱情況下進行，這些與工程實際情況有所不同。三軸剪切儀按試樣不同分為巖石三軸剪切儀和土的三軸剪切儀，土的三軸剪切儀按加荷方式不同又分為動三軸儀和靜三軸儀，靜三軸剪切儀又分為應力控制式和應變控制式兩種。
展開 滾動轉子式壓縮機轉軸振動仿真及試驗研究
論文價值的評定意見：
壓縮機工作過程中的振動噪聲是評價其設計制造水平的重要技術性能指標之一，對于轉子式壓縮機轉軸的振動進行分析評價和優化對于改善整機振動噪聲有重要意義。
該論文以滾動轉子式壓縮機轉軸振動仿真及試驗研究為主題開展相關研究，以搭載9槽6極電機的壓縮機為例，對其轉軸振動噪聲問題進行了研究，從機理上解釋了相關噪聲產生的原因，并通過轉軸彎曲模態優化改進了整機的振動噪聲。論文對于壓縮機振動控制有一定幫助。
摘要
Abstract
以搭載9槽6極電機的壓縮機為例，研究了變頻壓縮機運行時與電機極數有關的轉軸振動噪聲問題。首先，通過對徑向電磁力分析，明確了壓縮機電機6f徑向電磁力的組成；其次，通過仿真分析和試驗測試的手段對轉軸的振動特性進行分析，進一步指明6f電磁力與轉軸彎曲模態共振是導致轉軸振動噪聲問題的根源；最后，通過對某款變頻壓縮機的轉軸彎曲模態進行仿真分析及優化，降低了轉軸振動噪聲，改善了壓縮機的聲品質。
關鍵詞
Keywords
滾動轉子式壓縮機；轉軸；電機極數；彎曲模態；聲品質
DOI:10.19784/j.cnki.issn1672-0172.2023.02.001
0 引言
滾動轉子式壓縮機是家用空調的動力元件，也是其最主要的噪聲源之一。在壓縮機的噪聲中，主要有結構噪聲、氣流噪聲和電機噪聲。
展開 離心壓縮機葉輪振動特性仿真及試驗研究
通過模態分析，可以得到葉輪的固有頻率和振型，經過設計優化，避免了葉輪的固有頻率和激振力頻率相同或相近，從而避免共振現象的發生，保證離心壓縮機的正常運行，提高葉輪的使用壽命。
避免共振的第一步是要在設計階段準確的知道葉輪的固有頻率和振型，根據振型和激振力的形式對葉輪的振動特性進行優化。模態分析技術是用于對工程結構系統進行動力學分析的現代化方法和手段，可分為解析的和試驗的兩個方面，即：有限元分析和試驗模態分析。本文用ANSYS有限元軟件對葉輪模態進行數值計算，用LMS模態分析系統對葉輪進行模態試驗分析。
1.2 葉輪模態試驗
1.2.1 試驗儀器設備
本試驗采用比利時LMS公司的SCR05-08動態數據采集系統及Lms Test.lab模態分析軟件[7] ，選用美國PCB公司力錘和加速度傳感器，其靈敏度分別為2.25mV/N和100mV/g，試驗原理框圖見圖2。
1.2.2 試驗方法及過程
離心壓縮機的葉輪由輪盤、輪蓋和葉片等零件組成。本文選取某型離心壓縮機葉輪進行模態分析研究，該葉輪外徑400mm，內徑96mm，由10組長短葉片組成。采用軟繩將離心壓縮機葉輪懸掛后進行錘擊模態試驗，這樣可避免環境振動和支撐剛度對測試的影響，見圖3。
用Lms Test.lab軟件中Impact錘擊模態測試模塊進行試驗, 采用移動力錘法，在Geometry中建立簡單模型，見圖4。
1.2.3 試驗數據分析
離心壓縮機葉輪是一個復雜的結構，為了提高試驗結果的精度，選用PloyMAX模塊對LMS試驗測試數據進行分析。
展開 
汽車壓縮機熱害問題的CFD仿真優化及試驗驗證
某車型進行樣車熱害試驗時發現排氣管周圍的壓縮機局部溫度顯著超出其最高耐溫，存在嚴重的熱害風險。為了排除壓縮機熱害風險，本文采用CFD方法,從熱輻射和空氣對流兩個角度，分析壓縮機熱害產生的原因，通過從改變前格柵開口、改變冷卻風扇，移動壓縮機改變間距，增加并優化排氣管隔熱罩形狀，改變排氣管隔熱罩材料這幾個措施，降低預催對壓縮機的熱輻射，改善壓縮機附近的空氣對流換熱情況。仿真結果顯示最終方案能夠使得壓縮機表面最高溫度降低約70℃，并且在最終的試驗中，壓縮機表面溫度低于耐溫限值，成功解決了該車型的壓縮機熱害問題。這種通過全面改善壓縮機周邊對流及輻射環境來解決熱害問題的方法，對解決發動機艙內部件的熱保護問題具有重要的借鑒意義。
汽車的壓縮機對汽車空調的制冷劑有壓縮和輸送的作用[1]，被譽為汽車空調的心臟。壓縮機內部的密封橡膠圈和潤滑油，在高溫環境下工作容易破壞，破壞后容易引起壓縮機的異響或拉缸，甚至造成壓縮機的磨損報廢，所以汽車壓縮機要避免出現熱害風險。汽車排氣管系統是發動機艙內溫度最高的部件，某些工況下能夠達到 600～800℃，這個高溫的表面會對周邊零部件產生強烈的輻射，同時會顯著加熱流經周圍的空氣，進而高溫的空氣會對下游產生明顯影響。
由于試驗費用和仿真精度等問題國內一般車企都采用仿真和試驗相結合來解決和規避汽車零部件的熱害問題。某車型進行熱害試驗時發現壓縮機局部溫度超出其最高耐溫，存在嚴重的熱害風險。
展開 往復壓縮機氣閥壓力脈動及噪聲試驗分析
因此，減小閥隙氣流壓力脈動的強度對改善壓縮機
振動及降噪具有重要意義。圖３所示為氣流壓力脈動曲線，從圖中可以看出壓力ｐ隨曲柄轉角θ呈現周期性變化。
周期性壓力脈動的強度可用壓力不均勻度δ表
示為
式中 ｐｍａｘ、ｐｍｉｎ———氣閥打開后氣閥兩側瞬時壓力
的最大值和最小值，ＭＰａ
Δｐ———氣閥流動阻力損失
ｐ———吸排氣名義壓力
ｐ０———氣閥流道內的平均壓力
3 閥隙壓力脈動及壓縮機噪聲試驗
為了盡可能準確的采集到吸、排氣腔及壓縮腔
內氣體壓力脈動信號，在氣缸頂隙處及缸頭吸排氣閥腔內部開設引壓孔設置壓力測點。在距離缸頭１ｍ處設置噪聲測點，測點距離地面高度與缸頭中心一致，采集壓縮機噪聲聲壓時域信號。
本文針對某微型往復式壓縮機用組合簧 片閥進
行壓力脈動和噪聲試驗分析，試驗中保持壓縮機轉速為１４６５ｒ／ｍｉｎ，吸氣壓力為１個大氣壓，排氣壓
力為４ｂａｒ，吸排氣閥片厚度及其它工況均保持不
變。通過改變閥隙通道幾何面積，控制流經閥隙處的氣體流速和閥隙馬赫數，不同閥隙幾何通道面積下氣體流速及馬赫數如表１所示，分別對６組不同馬赫數下的氣閥進行壓力脈動和噪聲試驗，其中１～３組為恒定吸氣馬赫數試驗，４～６組為恒定排氣馬赫數試驗。
展開 巖石單軸壓縮試驗數值模擬 ￥20
采用ls-dyna數值模擬軟件，對于巖石試件進行單軸及三軸壓縮試驗模擬，提供K文件及講解服務。案例為單軸壓縮，三軸試驗可以進行講解。
【iSolver案例分享】開口鋼管樁的單軸壓縮試驗
【iSolver案例分享】開口鋼管樁的單軸壓縮試驗
一．模型背景：
該模型為開口鋼管樁，該鋼管樁的尺寸為：外直徑2m, 壁厚0.05m, 樁長9m。樁所用鋼為Q235鋼，采用彈塑性本構模型，鋼材密度為7.85t/m3, 彈性模量為215e6KPa, 泊松比為0.28，屈服強度為235MPa, 屈服后的應力應變關系為理想彈塑性模型。由于開口鋼管樁具有軸對稱性，故而只建立90度的模型，以降低計算成本。
圖一：所建90度的開口鋼管樁
圖二：鋼材的參數設置
該模型的兩個側邊截面為軸對稱約束，樁底部固定，頂部受到均布荷載，壓強為4000KPa。
圖三：樁的邊界約束及荷載
模型的網格類型采用C3D8R，將壁厚分為了兩層。
圖四：模型的網格劃分
二．iSolver與Abaqus的結果對比
圖五：樁內側應力分布圖（上側：abaqus; 下側：iSolver）
圖六：樁內側底部的應力集中圖（上側：abaqus; 下側：iSolver）
圖七：樁外側應力分布圖（上側：abaqus; 下側：iSolver）
圖八：樁外側底部的應力集中圖（上側：abaqus; 下側：iSolver）
取樁外壁的應力路徑（圖九）做樁的應力、應變及位移由樁頂部到樁底部的分布圖。
展開 LS-DYNA 模擬SHPB沖擊壓縮試驗 ￥15.9
對SHPB沖擊壓縮試驗進行模擬，利用ANSYS APDL 建立1/4模型，并利用LS-PrePost進行k文件修改，給巖石試樣選擇HJC模型，定義接觸和失效準則……
k文件如下
ASTM D6641復合材料壓縮試驗方法分享
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開始試驗
將組裝好的夾具和試件放置于試驗機的兩個對中良好的固定平臺和球形底座平臺間，用導線將應變片與數據采集設備連接。編輯試驗方案，以1.3mm/min的速率對試件施加壓縮載荷直到試件破壞。
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試驗結果的有效性分析
試驗結束后，檢查試件并注意破壞類型和位置。對于有效的試驗，試件最終的破壞應發生在工作段內，且端部在測試期間不會被壓碎，同種試驗情況至少應進行5個試件的試驗。
從本試驗方法可以獲得試驗方向的復合材料的壓縮性能數據：極限壓縮強度、極限壓縮應變、彈性模量和壓縮泊松比。
展開 Abaqus纖維金屬層合板沖擊后壓縮試驗！（glare板） ￥99
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多級離心壓縮機滿負荷試驗中的流體激振問題
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。
應充分考慮車間管道系統
文章來源：VIBOSS振呼
巖石單軸壓縮試驗的近場動力學數值模擬 ￥499
模型：常規態近場動力學
語言：Fortran
可實現完整多晶巖石或帶預制裂紋多晶巖石的單軸壓縮試驗的數值模擬，可出應力-應變曲線、損傷等演化過程。
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基于流固耦合的旋葉式壓縮機排氣閥片振動噪聲預估與試驗
3.3 氣動噪聲分析
旋葉式壓縮機排氣結構的氣動噪聲存在于結構內部，無法通過試驗將其內部噪聲分布情況可視化。噪聲沒有明顯的頻段，聲波能量連續分布在一個寬頻段范圍內按頻率連續分布。因此基于排氣閥片雙向流固耦合模型基礎上，對獲得的流場的湍流參數與寬頻噪聲模型結合進行分析，對排氣結構主要氣動噪聲源進行確定。
排氣結構流體區域的聲功率云圖，如圖12(a)所示。排氣孔中心線處流體區域特征截面的聲功率云圖，如圖12(b)所示。
(a) 流體區域聲功率云圖
(b) 特征截面聲功率云圖
圖12 排氣結構聲功率云圖
Fig.12 Acoustic power nephogram of exhaust structure
由圖12可知，排氣結構流場的高噪聲區域主要發生在閥片與閥座發生撞擊部位及消氣槽附近，最大聲功率級為148 dB；特征截面聲功率云圖的高噪聲區域與所提及的負壓區域和高流速區域相對應；合理的對消氣槽及其附近區域優化，降低氣體流速，可有效控制排氣噪聲部分氣動噪聲源。
4 旋葉式壓縮機整機噪聲試驗研究
4.1 噪聲測試系統搭建
為了測量升程限制器在改進前后旋葉式壓縮機整機降噪效果，分別對改進前后的旋葉式壓縮機在半消聲室中搭建噪聲測試試驗平臺進行多通道噪聲振動測試分析。該系統主要由吸氣壓力傳感器、排氣壓力傳感器、轉速傳感器、振動傳感器、聲音傳感器及采集設備組成。旋葉式壓縮機通過剛性支架安裝在試驗臺上，且半消聲室外有連接制冷系統，實現對冷媒與進氣管路及排氣管路的傳遞與控制。噪聲測試試驗臺如圖13所示。
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