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Thema: Direct Steady-State Dynamics (4286 mal gelesen)
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Joreg Mitglied
Beiträge: 7 Registriert: 18.06.2012
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erstellt am: 18. Jun. 2012 12:41 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben:
Hallo zusammen, Ich simuliere im Zuge meiner Bachelorarbeit eine Blattfeder, die durch einen Piezoaktor harmonisch angeregt wird. Mein Ziel war es mit der Direct Steady-State Dynamics Analyse die Antwort des Systems auf unterschiedliche Anregungen mit unterschiedlichen Frequenzen zu kommen. Meine Eigenfrequenzen die ich herausbekomme entsprechen denen aus meinen Versuchen. Problem ist, dass die Auslenkungen ohne Dämpfungswerte viel zu hoch sind. (ist ja logisch) Also dachte ich ich erhöhe einfach die Rayleighdämpfungswerte in meinen Materialeinstellungen, dann bricht aber bei meiner Eigenfrequenz der Auslenkungswert ein, also krasser als die Werte rechts und links davon. Kann mir da jemand helfen? grüße Jörg
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cavalier Mitglied Berechnungsingenieur
Beiträge: 9 Registriert: 26.10.2007
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erstellt am: 18. Jun. 2012 15:02 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben: Nur für Joreg
Hallo Joreg, also wenn es darum geht nur die Spitzen abzuschneiden, damit die Werte nicht "viel zu hoch sind" würde ich mit Modaldämpfung arbeiten. *MODAL DAMPING, MODAL=DIRECT, DEFINITION=MODE NUMBERS 1,12,0.015 würde bedeuten von Mode 1 bis 12 und alle weiteren 1.5% Dämpfung. kann man auch für jede Mode individuell zuweisen...
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Joreg Mitglied
Beiträge: 7 Registriert: 18.06.2012
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erstellt am: 18. Jun. 2012 15:17 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben:
Hallo cavalier, Es müsste doch möglich sein, dass ich eine Dämpfung definiere, die einfach sämtliche Auslenkungswerte drückt. Weil meine Feder ist 130 mm lang und hat ungedämpft einen Ausschlag von 300 mm bei der Eigenfrequenz. Wenn ich aber Dämpfungswerte einstelle, geht eben der Wert bei der Eigenfrequenz stärker runter, als die Werte neben den Eigenfrequenzen. Bei dem Modaldämpfung verstehe ich noch nicht ganz, was der bewirkt. Senkt der dann nur den Wert explizit an der Eigenfrequenz, also schneidet den ab? Oder werden alle Werte angepasst? Ich betrachte immer eine Region um die Eigenfrequenz. gruß Joreg Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
cavalier Mitglied Berechnungsingenieur
Beiträge: 9 Registriert: 26.10.2007
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erstellt am: 18. Jun. 2012 15:52 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben: Nur für Joreg
Gibt es einen bestimmten Grund Direct-Methode zu benutzen? Schneller und stabiler wird es mit FREQUENCY- basiert laufen. Außerdem machst du die Modalanalyse ohnehin schon im Vorfeld. So könnte es aussehen: STEP 1 Modalanalyse laufen lassen STEP2: *STEADY STATE DYNAMICS, FREQUENCY SCALE=LINEAR,INTERVAL=EIGENFREQUENCY 2.0,150.0,20,3 Wobei hier von 2Hz (nicht bei null anfangen) bis 150Hz untersucht wird, 20 Punkte um den Peak, 3 Bias Parameter (je näher zu der Spitze, desto feiner skaliert) Modal Damping ist meiner Meinung nach schon ein globaler Wert. Bitte korrigiert mich, wenn es nicht so ist… Das ist ein Wert in der MODAL STIFFNESS MATRIX. Ich denke damit bekommst Du vernünftige Verläufe hin. Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
Joreg Mitglied
Beiträge: 7 Registriert: 18.06.2012
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erstellt am: 18. Jun. 2012 16:36 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben:
Hat keinen Grund, warum ich die direct analyse vorgenommen habe, war die erste Analysemethode, die ich gefunden habe, mit der das was ich machen will, zumindest ungedämpft funktioniert. So, dass ist der relevante Teil meines Codes ------------------------------------------------- ** MATERIALS ** *Material, name=Epoxidharz *Damping *Density 1.18e-09, *Elastic 3400., 0.35 *Material, name=Federbelastung *Density 1.05e-06, *Elastic 3e+08,0. *Material, name=GFK_4_Lagen_pro_mm *Damping *Density 1.7e-09, *Elastic, type=ENGINEERING CONSTANTS 15500.,15500., 6500., 0.3, 0.3, 0.3, 2700., 2700. 2700., ** ** BOUNDARY CONDITIONS ** ** Name: BC-1 Type: Displacement/Rotation *Boundary _PickedSet71, 1, 1 _PickedSet71, 2, 2 _PickedSet71, 3, 3 ** ---------------------------------------------------------------- ** ** STEP: Frequency ** *Step, name=Frequency, perturbation *Frequency, eigensolver=Lanczos, acoustic coupling=on, normalization=displacement 1, 0., 1000., , , ** ** OUTPUT REQUESTS ** *Restart, write, frequency=0 ** ** FIELD OUTPUT: F-Output-2 ** *Output, field, variable=PRESELECT *End Step ** ---------------------------------------------------------------- ** ** STEP: Dynamische Modalanalyse ** *Step, name="Dynamische Modalanalyse", perturbation *Steady State Dynamics, frequency scale=LINEAR 10., 70., 20, 3. *Modal Damping 1, 1, 0.015 ** ** LOADS ** ** Name: Flächenlast Type: Surface traction Using Field: UnterFlächenlastneu *Dload, real ------------------------------------- Habe jetzt auch mal die Amplitude über der Frequenz aufgetragen und hier angehängt. Wie gesagt was mich darn irritiert ist, dass bei der Eigenfrequenz, dass sind die 47 Hz der Wert einknickt. Oder hat das nur was damit zu tun, dass die Amplitude ab der Eigenfrequenz einen Phasenwechsel von 180 ° vornimmt? Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
Goldstein Mitglied
Beiträge: 970 Registriert: 21.01.2005
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erstellt am: 18. Jun. 2012 19:17 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben: Nur für Joreg
Was mir auffällt: 1) Die Dichte "Federbelastung" ist 3 Größenordnungen höher als "Epoxidharz". Welches Einheitensystem verwendest Du ? 2) Bei der Steifigkeit sinds 5 Größenordnungen 3) Die GFK-Werte können rein formal nicht stimmen. Querkontraktionszahlen und Schubsteifigkeiten sind nie dreimal identisch. 4) Unter der Frequency KArte forderst Du nur eine Eigenfrequenz an. Sehr gefährlich, falls es weitere Eigenfrequenzen im zu untersuchenden Frequenzbereich gibt. Ausserdem können benachbarte Eigenfrequenzen einen Beitrag zur Schwingungsantwort liefern 5) Im letzten Step fehlt noch die*SELECT EIGENMODES-KArte. Sonst wirds nix. Siehe auch Handbuch 6.3.8 Mode-based steady-state dynamic analysis
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Joreg Mitglied
Beiträge: 7 Registriert: 18.06.2012
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erstellt am: 18. Jun. 2012 19:45 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben:
Hey Goldstein, Zu 1 und 2: Die Section Federbelastung soll einfach ein Zusatzgewicht sein, was auf der Feder aufgebracht ist. Daher ist die Dichte ziemlich hoch, da ich das Gewicht flächig aufgebracht habe. Und E-Modul hab ich hochgesetzt, dass sich das Teil nicht verformt, weil das nicht mein Ziel ist. Zur 3. Ja hast du recht, habe da noch Defaultwerte, wobei zumindest die Größenordnung stimmt. Zu 4. und 5.: Werd ich ausprobieren. Danke! Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
Joreg Mitglied
Beiträge: 7 Registriert: 18.06.2012
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erstellt am: 19. Jun. 2012 13:17 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben:
@Goldstein: Ich verstehe nicht ganz, was das Select Eigenmodes machen soll. Kannst du dass vllt. erklären? @all: Irgendwer ne Ahnung, warum bei meinem Diagramm Amplitude über Frequenz, die Amplitude um die Eigenfrequenz einbricht? Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
Goldstein Mitglied
Beiträge: 970 Registriert: 21.01.2005
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erstellt am: 19. Jun. 2012 19:00 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben: Nur für Joreg
A) Im ersten SChritt, der Modalanalyse, werden die Eigenformen berechnet. Im zweiten Schritt werden Massen und Steifigkeitsmatrix unter Zuhilfenahme dieser (bzw. der selektierten !!!) Eigenformen diagonalisiert und es wird die (diagonale) Dämpfungsmatrix aufgebaut mit den angegebenen modalen Dämpfungen. Transformiert man nun noch die Anregungen in die generaliserten Koordinaten so gibt es für jeden Eigenwert eine unabhängige Bewegungsgleichung, die schnell zu lösen ist. Danach erfolgt Rücktransformation in die globalen Koordinaten. Dieser ganze Prozess funktioniert nur mit den selektierten Eigenwerten. Eigenfrequenzen, die nicht selektiert werden erfahren auch keine Anregung. B) Der "Einbruch der Amplitude" dürfte aus dem Phasenwechsel resultieren. Schau Dir mal PTU oder PTA als Plot an Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
Joreg Mitglied
Beiträge: 7 Registriert: 18.06.2012
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erstellt am: 19. Jun. 2012 20:38 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben:
Okay, dass verstehe ich, aber selktieren kann ich nur, wenn ich es direkt ins INPUT-File schreibe oder Über die Abaqus/CAE Oberfläche funktioniert das nicht, richtig? Kann ich was gegen den Phasenwechsel machen? In Realität hab ich beid er Eigenfrequenz ja auch keine Auslenkung von 0. Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
Goldstein Mitglied
Beiträge: 970 Registriert: 21.01.2005
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erstellt am: 19. Jun. 2012 22:08 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben: Nur für Joreg
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sergejfährlich Mitglied Student
Beiträge: 39 Registriert: 20.08.2009
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erstellt am: 20. Jun. 2012 18:45 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben: Nur für Joreg
Hallo Joerg, ich könnte mir das so erklären: Dämpfung wirkt sich besonders drastisch auf Erregerfrequenzen im Bereich der Eigenfrequenz aus. Das bedeutet, wenn du 30% Dämpfung vorgibst, dann senkst du die Schwingungsamplitude im Bereich der Eigenfrequenz sehr viel stärker als bei einer anderen Frequenz. Im Grenzfall der Resonanz bewirkt die Dämpfung sogar, dass die Amplitude endlich bleibt (statt unendlich). Nun verwendest du die fiese Rayleigh-Dämpfung, für die man das Lehr'sche Dämpfungsmaß D für eine Eigenfrequenz einfach ausrechnen kann: D = alpha / (2 * omega) + beta * omega / 2 . Dabei ist alpha der Faktor vor der Massenmatrix und beta der vor der Steifigkeitsmatrix und omega die ungedämpfte Eigenkreisfrequenz. Die Funktion ist insofern übel, dass in großen Bereichen immer D > 100% wird und du damit einige Schwingungsanteile komplett rausfilterst, man ändert sogar den Typ der Lösung (periodisch (Schwingung) bzw. Exponentialfunktion). Schau dir mal deine Dämpfungswerte an. Rayleigh-Dämpfung ist mit absoluter Vorsicht zu genießen, da lieber modale Dämpfung, die ist toll. Ich hoffe das ist die Lösung für dein Problem? VG Hendrik Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
Joreg Mitglied
Beiträge: 7 Registriert: 18.06.2012
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erstellt am: 21. Jun. 2012 00:20 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben:
Aber ich versteh es schon richtig, dass das Dämpfungsmaß von der Rayleighdämpfung mit dem der modalen Dämpfung vergleichbar ist oder? Also ob ich D=2% beim einen habe oder beim anderen, sollte gleich sein, bloß, dass eben bei Rayleigh sich meine Dämpfung über die Frequenz verändert? Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
sergejfährlich Mitglied Student
Beiträge: 39 Registriert: 20.08.2009
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erstellt am: 21. Jun. 2012 07:12 <-- editieren / zitieren --> Unities abgeben: Nur für Joreg
Ja, das Dämpfungsmaß ist das Gleiche, weil es ja die Dämpfung für eine Modalkoordinate beschreibt. Nur das Problem der Rayleigh-Dämpfung ist, dass du mit den 2 Parametern den bereits genannten Zusammenhang zwischen D und omega zugrunde liegen hast und man immer Frequenzbereiche bekommt, in dem die kritische Dämpfung D = 1 erreicht/überschritten wird. Wie groß ist in deinem Modell der Dämpfungswert bei deiner Eigenfrequenz? VG Hendrik Eine Antwort auf diesen Beitrag verfassen (mit Zitat/Zitat des Beitrags) IP |
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