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要獲取臨界轉速，那么ansys軟件就可以根據模型來計算臨界轉速。理論狀態下轉子系統包括：轉軸、轉軸上的圓盤、兩側軸承以及不平衡的質量，如圖所示。那么如何進行坎貝爾圖的計算和提取呢？在ANSYS軟件中有三種方法來計算臨界轉速，如下所示：第一種為梁單元方法，建立一根軸線，不同的位置給定不同的半徑和質量點來計算。

圖3 轉子模型網格示意圖 2.2 仿真計算結果由于轉子在X軸和Y軸2個方向的剛度不同，所以通過SolidWorks軟件進行模型分析，得出的結果是2個不同的臨界轉速，其一階X軸臨界轉速為2 288.16 r/min, 一階Y軸臨界轉速為2 356.08 r/min, 兩者的算數平均數為2 322.12 r/min。仿真計算的一階X軸臨界轉速振型見圖4。

在不同的載荷步，多軸轉子的轉速比可以改變，但轉速隨載荷步為升序。1. 問題描述如下圖所示的多軸轉子，轉子1和轉子2位于XZ平面，轉子3與前者不在一個平面中。各轉軸長度和軸徑以及圓盤厚度和半徑等見圖b、圖c，約束與連接如圖a所示。各轉子間的轉速比為1:3:2，各軸承剛度K11均為1E9N/m，K22均為2E9N/m。對此轉子系統進行模態分析和臨界轉速計算。

摘 要：為了研究軸承剛度對雙葉片環保泵轉子動力學特性的影響，基于流固耦合理論，采用ANSYS-CFX和ANSYS-Workbench，對4種軸承剛度方案下的環保泵固有頻率、模態振型、臨界轉速及諧響應進行了求解和對比分析。計算結果表明：模態振型在不同支承剛度下表現為同相振型，以水平擺動為主。

使用方法編輯器（在 App 開發器中可用），可以很容易地編寫自己的方法來計算臨界轉速。在開發轉子軸承系統模擬器仿真 App 時就是這樣操作的。計算臨界轉速的代碼的截圖如下所示。代碼顯示了臨界轉速是如何計算的。然后，計算出的臨界轉速以表格形式顯示在臨界轉速部分。臨界轉速欄將仿真 App 引入設計過程諸如此類的簡單仿真 App 可以幫助設計師迅速為他們的設計提出一個好的起點。

除了一些轉子動力學專業軟件（比如SAMCEF ROTOR,DYROBES,MADYN2000等）以外，大型綜合軟件比如MSC NASTRAN、ANSYS也可以用于轉子動力學特性計算，常見的臨界轉速、不平衡響應、扭振頻率以及穩態和瞬態特性計算均可計算。ANSYS經典版本可滿足臨界轉速、不平衡響應、扭振頻率以及穩態和瞬態特性計算。

（摘自《轉子動力學》鐘一諤 1987年 P14頁 ）剛性支撐單圓盤轉子2.理論解僅考慮軸的彎曲不計軸的質量，加上回轉效應時的頻率方程為通過上述渦動頻率可繪制出坎貝爾圖，圖中的曲線與直線的交點為該轉子的一倍頻臨界轉速，共有三個，故該剛性支撐單圓盤轉子前三階固有頻率為：2265.09 rpm2333.85 rpm8069.16 rpm3.ANSYS APDL

當今轉子動力學研究以傳遞矩陣法和有限元法為主，而且隨著計算機軟件的發展，Matlab、Ansys等工程軟件應用于轉子動力學，更進一步促進了轉子動力學的發展。對簡單離散轉子系統的分析，大多是基于理論力學的分析方法；而對復雜轉子系統，則多用傳遞矩陣法和有限元法。傳遞矩陣法在50年代中期被應用于轉子系統的分析和臨界轉速計算，直到現在仍然是轉子動力學的主要分析手段之一。

ANSYS的特征值屈曲分析基于經典穩定性理論，用于計算不考慮缺陷的理想結構的穩定臨界屈曲問題。首先進行靜力分析，得到外部載荷{F}作用下的應力和應力剛度[S]。

表1 不平衡響應計算結果 5.結論 1)對處于自由一自由狀態的氦氣輪機轉子臨界轉速計算表明，工作轉速范圍內存在一階剛體模態和兩階彎曲模態。 2)對隨轉速變化支承剛度條件下氦氣輪機轉子臨界轉速的計算結果，工作轉速對向下臨界轉速和向上臨界轉速的安全裕度分別為18.1%和78.2%。氦氣輪機轉子的安全裕度足夠。

此時臨界轉速放大系數計算公式為： 圖3 Jeffcott 轉子的伯德圖基于幅值與相位響應確定放大系數的方法有多種：相位變化率法通過測量轉子通過臨界轉速時的相位角變化率確定放大系數。相位變化率越大，放大系數越高。其數學表達式為對相位角β（或φ）關于無量綱頻率比f求導，在f=1（臨界轉速）處計算： 此方法常配合FFT分析儀使用。

也就是說，我們在ANSYS計算中得到的應力，總是要和單軸破壞試驗得到的結果進行比對的。所以，當有限元模型本身是一維或二維結構時，通過查看某一個方向，如plnsol,s,x 等，是有意義的。但三維實體結構中，應力分布要復雜得多，不能僅用單一方向上的應力來代表結構此處的確切應力值——就出現了強度理論學說。

不平衡響應分析在轉子動力學特性分析中非常重要，它提供給我們兩個信息，一個是峰值轉速的大小，也稱作臨界轉速，另一個信息是過臨界時轉子-軸承系統響應。對于基于一維梁單元的轉子-軸承系統不平衡響應，在ANSYS WORKBENCH中一般是使用Harmonic Response模塊進行的。不平衡量是通過施加Rotating Force來實現的。

也就是說，我們在ANSYS計算中得到的應力，總是要和單軸破壞試驗得到的結果進行比對的。所以，當有限元模型本身是一維或二維結構時，通過查看某一個方向，如plnsol,s,x 等，是有意義的。但三維實體結構中，應力分布要復雜得多，不能僅用單一方向上的應力來代表結構此處的確切應力值——就出現了強度理論學說。

但只要是非線性分析都有共同缺點，需要更大的計算量，而且非線性屈曲存在馬鞍點時收斂更困難。在實際工程上，很多問題不關心后屈曲的情況，只關心屈曲剛發生時刻點的臨界載荷，而且有相當一大部分屈曲發生時材料還沒達到塑性，變形也沒超過5%，因此此時可以采用線性屈曲分析更快的得到臨界載荷。 線性屈曲最通用的數值計算方法是基于特征值來求解。

也就是說，我們在ANSYS計算中得到的應力，總是要和單軸破壞試驗得到的結果進行比對的。所以，當有限元模型本身是一維或二維結構時，通過查看某一個方向，如plnsol,s,x 等，是有意義的。但三維實體結構中，應力分布要復雜得多，不能僅用單一方向上的應力來代表結構此處的確切應力值——就出現了強度理論學說。

設f為對結構響應有貢獻的最高階頻率（Hz），則積分時間步長△t應為： 模擬得到該轉子結構的前四階坎貝爾圖如下：從上圖可以得到一階反進動臨界轉速為2626rpm，一階正進動臨界轉速為3155rpm，臨界轉速一般是指正進動臨界轉速，因此在轉子結構啟動過程0~5000rpm的4s中，會越過一階臨界轉速，轉速約為3155rpm。

以SolidWorks為三維建模平臺，ANSYS/CFX為仿真基礎進行仿真模擬[13],得出物料在優化后的漸加速雙螺桿機筒中的運動和加工過程以及三維流場，并與傳統雙螺桿擠出機進行對比，以期為提高雙螺桿擠出機的混合效率和工作性能提供理論依據。

軸的兩端為軸承支撐，軸承的動力特性隨著轉速變化見下表。求該轉子結構渦動頻率、振型、臨界轉速。假定軸承剛度為轉速（rad/s）的非線性函數，但阻尼不隨著轉速而改變（變阻尼的方法與變剛度一樣）。2 結果對比采用BEAM188單元模擬轉子結構，COMBI214模擬軸承。