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關(guān)注創(chuàng)建者：振動磚家 創(chuàng)建時間：2016-11-23
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旋轉(zhuǎn)葉片強(qiáng)度、振動及諧響應(yīng)仿真教程（ANSYS Workbench）
采用ANSYS workbench軟件手把手教會學(xué)員以下內(nèi)容： 旋轉(zhuǎn)葉片強(qiáng)度仿真計算 旋轉(zhuǎn)葉片模態(tài)仿真計算 氣流激振力作用下旋轉(zhuǎn)葉片諧響應(yīng)仿真計算 計算一定轉(zhuǎn)速下葉片強(qiáng)度，以其應(yīng)力場作為初場算葉片動頻，最后基于模態(tài)疊加法，計算氣流激振力作用下葉片的諧響應(yīng)。 學(xué)員通過本次課，掌握從網(wǎng)格劃分，邊界條件和載荷添加，到結(jié)果查看整個過程。
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五、葉片及盤振動時產(chǎn)生的動載荷
葉片及輪盤發(fā)生振動時在輪盤中產(chǎn)生的振動應(yīng)力，應(yīng)與靜應(yīng)力疊加。一般動載荷有：
葉片受到的周期性不均勻氣體力。由于流道內(nèi)支架及分離式燃燒室的存在，導(dǎo)致氣流沿周向不均勻，從而給葉片產(chǎn)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(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速，m 為支架或燃燒室的個數(shù)。
盤表面所受周期性不均勻氣體壓力。
通過相連的軸、連接環(huán)或其他零件傳給盤的激振力。這是由于軸系的不平衡，導(dǎo)致整機(jī)振動或轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動，從而將帶動與之相連接的盤一起振動。
多轉(zhuǎn)子渦輪葉片之間存在復(fù)雜的干擾力，他們將對盤、片系統(tǒng)振動產(chǎn)生影響。
盤片耦合振動。盤邊耦合振動與盤片系統(tǒng)的固有振動特性相關(guān)，當(dāng)盤片系統(tǒng)所受的激振力與系統(tǒng)的某階動頻接近時，系統(tǒng)將發(fā)生共振，并產(chǎn)生振動應(yīng)力。
六、盤與軸連接處的裝配應(yīng)力
盤與軸的過盈配合將對盤產(chǎn)生裝配應(yīng)力，裝配應(yīng)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(guān)。如離心載荷和溫度應(yīng)力的存在，會使盤中心孔變大，使過盈量減小，從而使裝配應(yīng)力減小。
展開 其實各種頻率表現(xiàn)的機(jī)理,在很多正規(guī)的教科書中都有明確的解答,說明和論述.比如:動平衡故障的一倍頻,平行不對中的二倍頻,油膜渦動的半頻等等,都從理論上有非常詳細(xì)地計算論述.不經(jīng)過塌實地苦心學(xué)習(xí),是不可能搞清楚的.這樣在實際工作中往往只能是根據(jù)頻率譜圖簡單地對號入坐,而這是診斷的大忌!
如果你想真正成為一名合格的故障診斷分析工程師,你就必須認(rèn)真學(xué)習(xí)基礎(chǔ)理論,否則干到一定的程度就很難再提高了,更不會提出自己新的見解.
最后我想說:基礎(chǔ)理論的教科書,不可能一次就全部看懂,需要多次地反復(fù),甚至可能是10年,20年的歷程.知識的學(xué)習(xí)都是從理論到實踐,在由實踐回到理論,螺旋循環(huán)上升的,每經(jīng)過一次循環(huán),你一定會感到自己得到了升華,但也隨之而來新的困惑,不要緊下次循環(huán)一定會再次升華,擺脫這個困惑.
對不起了朋友,有點(diǎn)說教了,但確實是我個人的經(jīng)歷總結(jié)!不對心思,盡管拍磚!
展開 以下是摘錄的書中原話:
大機(jī)組自激振動時有發(fā)生,如軸瓦油膜振蕩, 密封流體激振,氣流激振,摩擦渦動, 轉(zhuǎn)子配合松動,或轉(zhuǎn)子材料彈性滯后自激等.據(jù)國內(nèi)外文獻(xiàn)報導(dǎo),這些自激振動有如下特點(diǎn):
1 隨機(jī)性. 因能引發(fā)自激的激勵(大于阻尼力的失穩(wěn)力)一般都是耦然因素引起的,沒有一定規(guī)律可循.
2 振動系統(tǒng)非線性特征較強(qiáng),即系統(tǒng)存在非線型阻尼元件(如油膜的粘溫特性,材料內(nèi)摩擦).非線性剛度元件(柔性轉(zhuǎn)子,結(jié)構(gòu)松動等)才足以引發(fā)自激振動,使振動系統(tǒng)所具有的非周期能量轉(zhuǎn)為系統(tǒng)振動能量.
3 自激振動與轉(zhuǎn)速不成比例,一般低于轉(zhuǎn)子的工作頻率,與轉(zhuǎn)子第一臨界轉(zhuǎn)速相符合.只是需要注意,由于系統(tǒng)的非線性,系統(tǒng)的固有頻率會有一些變化.
4 轉(zhuǎn)軸存在異頻渦動
5 振動波形在暫態(tài)階段有較大的隨即振動成分,而在穩(wěn)態(tài)時波形是規(guī)則的周期振動,這是由于振值過大非線性所致,與一般強(qiáng)迫振動近似的正弦波有區(qū)別.
摘自 大型回轉(zhuǎn)機(jī)械診斷現(xiàn)場實用技術(shù)
[ 本帖最后由 malong 于 2006-8-4 14:24 編輯 ]
圖片附件: [三維譜振圖] Image00013.jpg (2006-8-4 14:18, 90.11 K)
圖片附件: [軸心軌跡圖] Image00011.JPG (2006-8-4 14:18, 79.68 K)
展開 利用MSC Nastran SOL111求解器的頻響分析功能，進(jìn)行整車狀態(tài)下振動分析，輸出方向盤、座椅導(dǎo)軌、動力懸置系統(tǒng)主被動測試振動響應(yīng)，評估基于動力系統(tǒng)工作載荷下，整車響應(yīng)和懸置隔振率。
整車振動激勵輸入：
施加發(fā)動機(jī)氣體爆發(fā)力、慣性力、慣性力矩在發(fā)動機(jī)曲軸中心處。載荷可以是基于理論計算或AVL等發(fā)動機(jī)性能模擬軟件，將發(fā)動機(jī)特性匯總到曲軸中心處。典型載荷如下表：
整車振動激勵輸出：
方向盤測點(diǎn)、座椅滑軌點(diǎn)、動力懸置系統(tǒng)主、被動點(diǎn)加速度。
基于MSC.Nastran分析過程定義：
考慮懸置系統(tǒng)動剛度與頻變阻尼影響，輸入如下圖：
為了準(zhǔn)確評估結(jié)果，計算隔振率，減少開發(fā)周期，需要完成下列設(shè)置：
1、目前，OEM整車NVH模型規(guī)模一般都大于2000萬自由度，為了縮短計算時間，需要用到自動部件模態(tài)綜合法計算，設(shè)置如下：
2、 在整車系統(tǒng)中，動力總成剛體模態(tài)頻率、振型的識別與確認(rèn)相比于簡化剛體模型要困難，為了準(zhǔn)確識別動力總成剛體模態(tài)；同時，確定隔振率、模態(tài)頻率和振型是否滿足設(shè)計目標(biāo)，需要借助MSC Nastran的節(jié)點(diǎn)動能和模態(tài)有效值質(zhì)量功能在眾多頻率中找動力總成剛體模態(tài)，并判斷其方向。定義如下：
圖：模態(tài)有效質(zhì)量輸出定義
基于總力總成在整車中占的質(zhì)量百分比和計算輸出的6個方向質(zhì)量、節(jié)點(diǎn)動能分布，能夠幫助我們準(zhǔn)確識別關(guān)鍵設(shè)計指標(biāo)。
3、為了快速處理輸出，計算動力總成系統(tǒng)隔振率，編制主、被動點(diǎn)配置文件，與pch或h5文件一起，python腳本讀取二者文件內(nèi)容，自動計算隔振率曲線，并自動與目標(biāo)值對比。
展開 2.3動力總成質(zhì)心位移和懸置支承點(diǎn)動反力頻響特性的計算方法
圖1 所示的懸置系統(tǒng)中, 第i 個懸置的懸上點(diǎn)在動力總成坐標(biāo)中的位移與動力總成質(zhì)心位移q之間的關(guān)系為:
如不考慮路面的激勵, 則F = 0; 如果只考慮路面的激勵, 則EF = 0。當(dāng)動力總成質(zhì)心位移及轉(zhuǎn)角的頻響特性求出后, 第i 個懸置在G0-xyz坐標(biāo)系下動反力的頻響特性可由公式(16)求出。
3.基于動力總成質(zhì)心位移及轉(zhuǎn)角最小的多目標(biāo)優(yōu)化
在多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計中，目標(biāo)函數(shù)向量包含有多個目標(biāo)函數(shù)。這些目標(biāo)函數(shù)通常都是相互沖突的，一個目標(biāo)性能的改善常伴隨著另一個目標(biāo)性能的下降。因此，不存在一個優(yōu)化解同時使所有目標(biāo)函數(shù)達(dá)到最優(yōu)，但存在能同時較好地滿足各個目標(biāo)函數(shù)的解，即Pareto 最優(yōu)解［5］( 也稱有效解) 。
NSGAⅡ是一種基于Pareto最優(yōu)解概念的多目標(biāo)遺傳算法，已應(yīng)用于多材料、多規(guī)格組合和多目標(biāo)優(yōu)化中。基于NSGAⅡ求解發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)的多目標(biāo)優(yōu)化問題的應(yīng)用見文獻(xiàn)[5]，在拓?fù)鋬?yōu)化和汽車車身分塊等領(lǐng)域中也有應(yīng)用[6]。
本文中，目標(biāo)函數(shù)為怠速激勵情況下所有懸置動反力之和。所研究車型發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速為750r/min,以怠速頻率為25HZ下的動反力最小為目標(biāo)。以V型布置前左右懸置夾角為設(shè)計變量，使其在15°到45°之間變動，通過編制Matlab程序集成ISIGHT進(jìn)行優(yōu)化，使用NSGA-Ⅱ多目標(biāo)遺傳算法自動推薦一組最優(yōu)解。
4.優(yōu)化設(shè)計實例
4.1 原車型懸置系統(tǒng)分析
公司某型MPV的發(fā)動機(jī)懸置系統(tǒng)換裝動力總成后出現(xiàn)怠速抖動大，噪聲無法達(dá)到目標(biāo)值的問題。對兩個動力總成的慣性參數(shù)進(jìn)行對比（見表1），發(fā)現(xiàn)兩者差別較大。
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基于MSC.Nastran分析過程定義：
考慮懸置系統(tǒng)動剛度與頻變阻尼影響，輸入如下圖：
為了準(zhǔn)確評估結(jié)果，計算隔振率，減少開發(fā)周期，需要完成下列設(shè)置：
1、目前，OEM整車NVH模型規(guī)模一般都大于2000萬自由度，為了縮短計算時間，需要用到自動部件模態(tài)綜合法計算，設(shè)置如下：
2、 在整車系統(tǒng)中，動力總成剛體模態(tài)頻率、振型的識別與確認(rèn)相比于簡化剛體模型要困難
基于MSC.Nastran分析過程定義：
考慮懸置系統(tǒng)動剛度與頻變阻尼影響，輸入如下圖：
為了準(zhǔn)確評估結(jié)果，計算隔振率，減少開發(fā)周期，需要完成下列設(shè)置：
1、目前，OEM整車NVH模型規(guī)模一般都大于2000萬自由度，為了縮短計算時間，需要用到自動部件模態(tài)綜合法計算，設(shè)置如下：
2、 在整車系統(tǒng)中，動力總成剛體模態(tài)頻率、振型的識別與確認(rèn)相比于簡化剛體模型要困難
盤邊耦合振動與盤片系統(tǒng)的固有振動特性相關(guān)，當(dāng)盤片系統(tǒng)所受的激振力與系統(tǒng)的某階動頻接近時，系統(tǒng)將發(fā)生共振，并產(chǎn)生振動應(yīng)力。
并在此基礎(chǔ)上，通過仿真和試驗相結(jié)合的手段獲得了此作動器的頻響特性和能量回收特點(diǎn)。
滾珠螺旋傳動式無刷電機(jī)懸架作動器。對電機(jī)作動器的彈性元件、滾珠絲桿和無刷電機(jī)等部件進(jìn)行了結(jié)構(gòu)設(shè)計．以及對其輸出特性進(jìn)行了分析和推導(dǎo)。
2.3動力總成質(zhì)心位移和懸置支承點(diǎn)動反力頻響特性的計算方法
圖1 所示的懸置系統(tǒng)中, 第i 個懸置的懸上點(diǎn)在動力總成坐標(biāo)中的位移與動力總成質(zhì)心位移q之間的關(guān)系為:
如不考慮路面的激勵, 則F = 0; 如果只考慮路面的激勵, 則EF = 0。當(dāng)動力總成質(zhì)心位移及轉(zhuǎn)角的頻響特性求出后, 第i 個懸置在G0-xyz坐標(biāo)系下動反力的頻響特性可由公式(16)求出。
如采用動平衡降低工頻激振力，或?qū)θ~片開度一致性、葉片不均勻磨損情況等進(jìn)行檢查處理，減小葉片通過頻率的激振力。
而提純的軸心軌跡排除了噪聲和電磁干擾等超高次諧波信號的影響，突出了工頻、0.5倍頻、二倍頻等主要因素，便于清晰地看到問題的本質(zhì)；一倍頻軸心軌跡則可以更合理地看出軸承的間隙及剛度是否存在問題，因為不平衡量引起的工頻振動是一個弓狀回轉(zhuǎn)渦動，工頻的軸心軌跡就應(yīng)該是一個圓或長短軸相差不大的橢圓，而如果軸承間隙或剛度存在方向上的較大差異，那么工頻的軸心軌跡就會變成一個很扁、很扁的橢圓，從而把同為工頻的不平衡故障和軸承間隙或剛度差異過大很簡便地區(qū)別開來
其實各種頻率表現(xiàn)的機(jī)理,在很多正規(guī)的教科書中都有明確的解答,說明和論述.比如:動平衡故障的一倍頻,平行不對中的二倍頻,油膜渦動的半頻等等,都從理論上有非常詳細(xì)地計算論述.不經(jīng)過塌實地苦心學(xué)習(xí),是不可能搞清楚的.這樣在實際工作中往往只能是根據(jù)頻率譜圖簡單地對號入坐,而這是診斷的大忌!
大于阻尼力的失穩(wěn)力)一般都是耦然因素引起的,沒有一定規(guī)律可循.
2 振動系統(tǒng)非線性特征較強(qiáng),即系統(tǒng)存在非線型阻尼元件(如油膜的粘溫特性,材料內(nèi)摩擦).非線性剛度元件(柔性轉(zhuǎn)子,結(jié)構(gòu)松動等)才足以引發(fā)自激振動,使振動系統(tǒng)所具有的非周期能量轉(zhuǎn)為系統(tǒng)振動能量.
3 自激振動與轉(zhuǎn)速不成比例,一般低于轉(zhuǎn)子的工作頻率,與轉(zhuǎn)子第一臨界轉(zhuǎn)速相符合.只是需要注意,由于系統(tǒng)的非線性,系統(tǒng)的固有頻率會有一些變化.
4 轉(zhuǎn)軸存在異頻渦動
