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Ergebnis_statische_Analyse.png Ergebnis_harmonische_Analyse.png

Hallo Zusammen,

ich habe zwei völlig verschiedene Lösungen.
Ich hatte erwartet, dass die Spannungen in der harmonischen Analyse bei der 1.Eigenfrequenz, kleinere Spannungen aufweist gegenüber einer statischen Analyse. Als Ergebnis kam bei der harmonischen 37454 MPa und bei der statischen 26 MPa raus. [IMG][/IMG]
In beiden Analysen habe ich die gleichen Randbedingungen gewählt: gleiche Geometrie, gleiche Belastung (Beschleunigung 100 m/s^2), externe Verschiebung (alle 6 Freiheiten = 0) am Ende der dickeren Geometrie

Hintergrund: ich habe eine Aufgabe bekommen, die Spannungen für ein Gehäuse mit einer Belastung von 10g Vibration zu berechnen. Da das Gehäuse sehr komplex ist, habe ich erst einmal versucht, an einem einfachen Beispiel (Biegebalken) mein Verständnis für die Grundlagen zu verbessern. Daher meine Frage:
Warum gibt es einen so großen Unterschied zw. der statischen und harmonischen Analyse?

Viele Grüße

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Hi,

Warum sollen die dynamischen Spannungen in der Resonanz kleiner sein, als die Spannungen aus rein statischer Belastung? Bei kleinen Dämpfungen hätte ich erwartet, dass die dynamischen Spannungen in der Resonanz sehr groß werden, was Deine Rechnung auch zeigt. Deshalb sind Resonanzen ja potenziell gefährlich für eine Struktur.

Aber zwei wichtige Fragen von meiner Seite:
- Was für eine harmonische Analyse hast Du durchgeführt? (z.B. volltransient, modale Superposition)
- Welche Dämpfung ist im System? Und wie hast Du diese eingegeben? Die Schwingungsamplitude in der Resonanz ist indirekt proportional zur Dämpfung, also doppelte Dämpfung = halbe Amplitude.

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Gruß, A.

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Hallo,

vielen Dank für die Antwort.

Da hatte ich einen Denkfehler. Bei der harmonischen Analyse sind wir ja in der Schwingungstechnik, logisch. Bis jetzt berechnete ich doch zu viel in der statischen "Welt".

Nun besteht das Problem, die richtige Dämpfung festzulegen. Für meine Gehäuse-Berechnung wird dies sehr schwierig, weil das Gehäuse selbst aus Aluminium-Druckguss besteht und zusätzlich dort einige Kunststoffteile(PA66 mit 50% Glasfaseranteil) eingepresst sind. Bis jetzt steht in meiner Berechnung ein Wert von 0,01 Dämpfung. Gibt es irgendwo Richtwerte für die unterschiedlichen Werkstoffe?
Ich nehme an, man kann die Dämpfung von Baugruppen nur experimentell ermitteln, weil die realen Kontakte einen maßgeblichen Einfluss auf die Dämpfung haben wird. Oder kann man den Einfluss der Kontakte auf die Dämpfung und Eigenfrequenz vernachlässigen, solange es sich um Übermaßpassungen(Verpressungen) handelt?

Außerdem werde ich schon eine Abweichung bei der Berechnung der Modalanalyse machen aufgrund der vereinfachten Nachbildung der Kontakte. Daher bin mir unsicher, wie sicher überhaupt meine Berechnung sein kann. Derzeit liegen mir Messungen mit Sinus und Random-Vibration-Anregung zu der Baugruppe vor. Bin ich nicht immer mit dem Ansys-Modell steifer gegenüber der Realität?

Zur Verbesserung meines Modells kann ich mir vorstellen, zuerst die Kontaktsteifigkeiten soweit anzupassen bis die Eigenfrequenzen mit den Messungen übereinstimmt, dann die Amplituden durch die richtige Wahl der Dämpfung anzupassen bis auch hier die entsprechende Übereinstimmung vorliegt. Dieses Vorgehen erscheint mir recht aufwändig. Gibt es hier ein einfacheres Vorgehen, welches nicht so viele Iterationsschritte erfordert, bis die richtigen Modellparamter gefunden sind?

Um die höchste Belastung des Werkstoffes (Vergleichsspannung nach Mises) am Gehäuse herauszufinden, müsste ich doch eine harmonische und eine PSD-Analyse durchführen. Erst dann weiß ich, welche Anregung von Außen die größte Belastung des Gehäuses hervorruft. Oder habe ich hier einen Denkfehler oder sind grundsätzlich mehr Informationen für die Entscheidung notwendig?

Die harmonische Analyse des Gehäuses habe ich bis jetzt nur mit der Option modale Superpsition gerechnet, weil es schneller zu berechnen geht. Ich glaube die volltransiente Berechnung ist genauer aber deutlich zeitintensiver. Ist bei Baugruppen die volltransiente Berechnung zu empfehlen?

Viele Grüße

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Zitat:

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Hallo,
Ich nehme an, man kann die Dämpfung von Baugruppen nur experimentell ermitteln, weil die realen Kontakte einen maßgeblichen Einfluss auf die Dämpfung haben wird.

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Ja, sehe ich auch so.

Zitat:

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Oder kann man den Einfluss der Kontakte auf die Dämpfung und Eigenfrequenz vernachlässigen, solange es sich um Übermaßpassungen(Verpressungen) handelt? 

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Glaube ich nicht, Mikrobewegungen werden trotzdem stattfinden (aber: glauben ist nicht wissen). Was ist außerdem über die Zeit (Kriechen)?

Zitat:

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Außerdem werde ich schon eine Abweichung bei der Berechnung der Modalanalyse machen aufgrund der vereinfachten Nachbildung der Kontakte. Daher bin mir unsicher, wie sicher überhaupt meine Berechnung sein kann. Derzeit liegen mir Messungen mit Sinus und Random-Vibration-Anregung zu der Baugruppe vor. Bin ich nicht immer mit dem Ansys-Modell steifer gegenüber der Realität?

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Tendenziell ja, aber das hängt natürlich vom Einzelfall ab. Wenn aber Messdaten vorliegen, ist das doch eine prima Gelegenheit, unscharfe Größen zu bestimmen.

Zitat:

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Zur Verbesserung meines Modells kann ich mir vorstellen, zuerst die Kontaktsteifigkeiten soweit anzupassen bis die Eigenfrequenzen mit den Messungen übereinstimmt, dann die Amplituden durch die richtige Wahl der Dämpfung anzupassen bis auch hier die entsprechende Übereinstimmung vorliegt. Dieses Vorgehen erscheint mir recht aufwändig. Gibt es hier ein einfacheres Vorgehen, welches nicht so viele Iterationsschritte erfordert, bis die richtigen Modellparamter gefunden sind?

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Ja, über ein Optimierungstool wie optiSLang diesen Abgleich automatisch machen lassen. Die Zahl der Iterationen wird dadurch zwar nicht weniger, der Ablauf ist aber praktikabler. Zielfunktion ist dabei die Minimierung der Differenz von Frequenzgang Messung und Frequenzgang Simulation mit hoher Gewichtung an den Eigenfrequenzen oder punktuellen Betrachtungen nur dort. Dabei aber beachten, dass die richtigen Schwingungsformen miteinander verglichen werden (MAC beachten - Modal Assurance Criterium). Siehe hier
http://www.cadfem.de/fileadmin/journal/2013/02/CADFEM-Journal-2013-2.pdf
S 44.

Viele Grüße
CG

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Christof Gebhardt

CAD-FEM GmbH
Marktplatz 2
85567 Grafing
Tel. +49 (0) 8092 7005 65
cgebhardt(at)cadfem.de
www.cadfem.de

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