ansys振動響應的案例
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 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 機箱主板振動響應測試 ￥800
本案例模擬了半正弦沖擊荷載下計算機主板的動力響應，模擬結果如圖所示：</p><p><img src="https://img.jishulink.com/upload/202301/6204afb866a448e39a0a16d218f6e3a3.gif" alt="Untitled1.gif"></p><p class="ql-align-center"><strong>主板位移響應</strong></p><p><img src="https://img.jishulink.com/upload/202301/d16f49c2b5bc4e2b84837a6bebd25616.gif" alt="Untitled2.gif"></p><p class="ql-align-center"><strong>主板應力響應</strong></p><p>感興趣的朋友，可下載模型源文件，歡迎交流</p>
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 
人體固有頻率及對振動的響應
人體能感知的振動頻率范圍是1～1000Hz，站立的人對4～8Hz的振動最為敏感，躺臥的人對1～2Hz的振動最為敏感。
人體各部位固有頻率參考值（不同體態會有差異）
正是由于各部位固有頻率比較低的原因，次聲波對人體有很大的破壞作用，因為人體各部分的固有頻率都在次聲波的頻率范圍之內。次聲武器就是利用頻率低于20Hz的次聲波與人體發生共振，使共振的器官或部位發生位移和變形而造成人體損傷以至死亡的一種武器。有關部門已經做出相應規定：要求手工操作的各類機械頻率必須大于20Hz。
2.人體對振動的反應
人體對振動的敏感程度和工作方式也有很大的關系。如操作者通過他的手施加在工具或者工件上的力的大小和方向，人體暴露在振動中的面積和位置等。當頻率一定時，振動幅度越大對機體的影響越大。振動強度以人體對振動的感受程度來評價。
2.1 人體對振動的生理效應（全身振動）
全身振動生理效應
0~1Hz引起暈車；2-3Hz影響內臟器官；4~6Hz傷害脊柱......
2.2 人體對振動的舒適性反應（全身振動）
2.3 人體各部位振動響應
人體坐標定義：胸背-X，左右-Y，頭足-Z。人體Z方向最敏感頻率3-5Hz。
人體Z方向振動傳遞率
參考文獻：
《淺談共振的應用及其危害》
ISO 2631-2010（GB/T 13441）
GB/T 16441
展開 轉載，隨機振動響應ABAQUS核心
通過本文，希望讀者能加深對ABAQUS隨機響應分析的認識和理解。
第一步：建立分析步
建立一個模態分析步（簡）
建立一個隨機振動分析步；設置好相關參數，掃頻的范圍為1到2000HZ；分析采用模態阻尼，從1到20階模態都是0.02。
第二步：加載
在LOAD模塊中進行操作，建立一個PSD曲線。本操作是在在基座上加載一個恒為10G2/HZ的功率譜曲線。
建立一個BASEMOTION，選擇加載的方向，本案例加載兩個方向，X方向和Y方向，所以整個操作過程需要重復一次（BC-2為U1方向，BC-3為U2方向）把這個PSD曲線和加載關聯起來。
然后就可以提交計算檢查結果了。
注意事項
隨機振動的載荷輸入單位是G2/HZ，所以輸出的加速度單位也是一樣的，同理，位移，速度也是類似的，僅僅是一個統計意義的數值，單位是統計意義的單位。
因為隨機載荷是統計意義的，所以ABAQUS默認并不輸出MISES應力，但是可以自己在OUTPUT中輸出MISES應力和應力的均方根數值，這個功能是早期的版本沒有的。
展開 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
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 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。
水聲波導中圓柱殼的強迫振動聲響應
原文摘要：
提出了一種分析無限長薄圓柱殼在水下波導中的線分布諧波激勵作用下的振動聲學的解析方法。薄殼的運動方程建模使用Flugge殼理論，流體結構耦合實現圖像源方法占的無限反射聲波波導邊界和格拉夫的附加定理用于調和圖像源的坐標系的解析表達式。通過有限元模型的數值結果驗證了解析模型的振動聲響應，顯示了良好的一致性。該分析方法為參數研究自由表面和/或剛性地板的接近對殼體振動聲行為的相對影響提供了一個計算效率高的計算工具。
原文總結：
本文介紹了一種評估薄圓柱殼在線分布諧波激勵下的淺水振動聲學的高效分析模型。所采用的波導由上部自由表面和下部海床組成。該分析方法采用了Flügge殼方程、鏡像源方法，并應用了Graf的加法定理來協調不同坐標系的鏡像源。文中提出并驗證了振動、聲壓和輻射聲功率的指標，與相應的有限元模擬結果非常吻合。該分析模型減少了振動聲學問題的計算復雜性。通常為了解決遠點問題，COMSOL模型的計算域需要擴展，增加了解決系統所需的計算量。然而，分析方法沒有遇到同樣的限制。在評估流體域中單個觀測點的聲壓時，它的計算速度比有限元模擬快幾個數量級，需要較少的內存和數據存儲，相對于有限元模擬。
隨后的研究使用了現有方法來研究駐波準則，通過將結果與所謂的“鏡像效應”模型進行比較，探討了包含鏡像源貢獻在流體-結構耦合中的重要性，比較了與脈動單極子的結果，并對不同波導配置的極限情況進行了研究。研究發現，相較于通常忽略了流體-結構耦合項中的鏡像源貢獻的“鏡像”效應方法，現有方法是一種更準確的方法。對于預測結構響應來說兩者的比較結果相似，但在低頻和駐波頻率下，聲學響應存在差異。這強調了“鏡像”效應不適用于預測聲學輸出。
展開 基于頻率響應的電池包隨機振動仿真
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。
下圖為電池包振動測試國標中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。
基于頻率響應法的電池包隨機振動仿真原理是：
（1）進行電池包的頻率響應分析，獲得整個電池包的加速度功率譜激勵和響應之間的傳遞函數。然后傳遞函數的平方與加速度功率譜相乘獲得隨機振動的響應。如下:
其中，H（iw）為傳遞函數；Sout（w）為電池包的響應；Sin（w）為加速度功率譜激勵；
（2）采用均方根應力和應力分布的三區間法評價隨機振動
一旦確定了隨機振動的響應的譜密度，響應的均方根值就可以根據下式得出：
可知：響應的譜密度曲線與橫坐標圍城的面積為響應的均方根值。
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。三區間法假設，所有應力發生的頻率為99.73%，應力水平高于3σ的頻率為0.27%。
所以，我們仿真后得到的1σ應力擴大3倍得到3σ應力，只要3σ應力低于材料的屈服極限，就認為結構滿足隨機振動要求。
展開 
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 案例13 基于模態的振動響應（Abaqus計算模態）
之前在superxjw版主的第二課中介紹了如何利用VL計算基于模態的振動響應，但是有網友是采用Abaqus計算模態，然后用VL來計算后續的振動響應以及聲學響應，然后就詢問如何導入Abaqus的模態分析結果，因此，做了一個導入Abaqus的模態結果，然后進行振動響應計算的案例，給大家分享一下。
superxjw版主的視頻教程：
LMS Virtual.Lab 11聲學視頻教程 第二課 基于模態的振動響應計算
對于VL的接口方面：
VL11SL2和VL12都是支持到Abaqus 6.12
所以，喜歡追求新版本，使用Abaqus6.13的朋友們就得注意一下版本的問題了。
感謝阿偉在本人學習LMS Virtual.Lab過程中的幫助！
本例視頻及Abaqus模態計算結果文件下載地址：http://pan.baidu.com/share/link?shareid=4100661600&uk=1728334102
LMS Virtual.Lab Acoustics 交流群 238339600
展開 Samcef 基于轉子動力特性的中小型異步電機振動響應研究
Samcef 基于轉子動力特性的中小型異步電機振動響應研究
通過建立電機大轉子-軸承動力分析模型，借助samcef可以對系統進行固有頻率及臨界轉速的計算。本案例來源于碩士論文。
論文首先應用三維建模軟件 Pro/Engineer 依次對某一型號的異步電機的定子、繞組、端蓋、機座以及整機等進行精確建模，應用 Workbench 有限元軟件進行相應的模態分析計算，得到相應的模態振型與固有頻率，并分析電機不同零部件對固有頻率的影響，為以后從結構上改進電機以達到減振降噪的目的提供了分析基礎。其次，基于異步電機的電磁振動產生的機理，從磁勢出發進行相關理論推導，得氣隙磁密與電磁力波的解析表達式；應用有限元計算方法，借助有限元商業軟件 AnsoftMaxwell，建立異步電機的仿真計算模型，依次計算得到電機的整體磁密分布、氣隙磁密分布以及由此所產生的電磁力，應用軟件 ANSYS 計算得到電機的振動響應問題，同時也對電機處于靜偏心時的狀態進行計算分析，并通過相關振動實驗對有限元仿真計結果進行了驗證。
最后，根據電機轉子的實際情況，應用SAMCEF Field分析不同軸承剛度對固有頻率的影響。同時也進行了諧響應和瞬態響應分析，得到了電機轉子系統在不同頻率下的響應和隨時間變化的位移與加速度幅值，并研究了轉子系統在取不同軸承游隙下的振動響應問題，為以后的轉子動平衡與軸承振動分析奠定了基礎。
基于轉子動力特性的中小型異步電機振動響應研究.zip
展開 模態疊加和直接振動響應所得結果不等？
請教大家一個問題： 我用Fluent計算得到了流場面上的脈動壓力，然后用這個壓力在virtual.lab >noise&vibration>system analyse中去激勵結構看結構的振動幅值和頻率。
分別用了模態疊加和直接振動響應得到了計算結果。發現存在以下問題：
1、直接振動響應所得到結構上參考點的幅值明顯大于模態疊加所得到的幅值，但主要模態頻率是一樣的。
2 計算結果只能看到模態響應曲線，如何得到時域？特別想知道導致結構的絕對振幅是多少？
麻煩各位高手能否給出指導，先謝謝了。
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