1. Abaqus 振動分析方法總結(jié)及仿真模型描述

1.1 Abaqus 振動分析方法總結(jié)

 

 

圖 1. Abaqus 振動分析方法匯總.

 

1.2 仿真模型描述

硬盤背板與硬盤 Cage 在各個方向均為卡接接觸固定，為典型的接觸非線性系統(tǒng)。

 

 

圖 2. 硬盤背板卡接固定示意圖.

 

時域方法可以考慮模型的非線性，但計算量大，并不適合網(wǎng)格量較多的機箱進(jìn)行長時間的持續(xù)激勵。而采用頻域方法，需要將模型由接觸非線性系統(tǒng)轉(zhuǎn)換為線性系統(tǒng)。分析采用在接觸區(qū)域填充六面體單元的方法來實現(xiàn)轉(zhuǎn)換。

 

 

圖 3. 接觸區(qū)域處理細(xì)節(jié)示意圖.

 

為了提高分析結(jié)果的安全系數(shù)，接觸的非線性系統(tǒng)應(yīng)轉(zhuǎn)換為一個弱剛度的線性系統(tǒng)。因此，填充單元采用與粘膠類似的材料特性。硬盤以質(zhì)量點代替，采用均布耦合的方式與硬盤 Cage 連接

 

表 1. 填充單元的材料特性

 

 

隨機振動試驗中機箱前端鈑金開裂及硬盤連接器發(fā)生脫落，經(jīng)驗判斷為前端局部模態(tài)偏低導(dǎo)致。為了減少不必要的建模，機箱網(wǎng)格重點針對前端硬盤 Cage、上蓋、下基體、硬盤背板及連接器進(jìn)行詳細(xì)建模，硬盤以質(zhì)量點代替。

 

機箱在機柜中只與 L 型托架接觸，考慮到盡量縮減網(wǎng)格量以及并不關(guān)注機柜整體振型，因此將機柜簡化為 L 型托架。仿真模型如圖 4 所示。

 

 

圖 4. 仿真模型裝配示意圖.

 

分析采用的其他的材料特性，如表 2 所示。

 

表 2. 仿真模型的其余材料特性.

 

 

2. 約束模態(tài)分析邊界條件及結(jié)果

2.1 約束模態(tài)分析邊界條件

 

 

圖 5. 約束模態(tài)分析邊界條件示意圖.

 

2.2 分析結(jié)果

 

圖 6. 機箱前端拱形振型云圖.

 

通過模態(tài)分析，提取對前端振動影響最大的局部模態(tài)頻率 28.235Hz 及振型。在 DAT

文件中，找到有效質(zhì)量的信息，匯總?cè)绫?/span> 3 所示。

 

表 3. 模態(tài)分析有效質(zhì)量匯總.

 

 

模態(tài)的有效質(zhì)量計算可以作為模態(tài)截斷的一種判定方法。當(dāng)所得到的前階模態(tài)的模態(tài)有效質(zhì)量之和占“總質(zhì)量”的 80%以上時，就可以認(rèn)為主要模態(tài)已包含在前階模態(tài)中。對于采用模態(tài)法的隨機振動分析及穩(wěn)態(tài)動力學(xué)分析精度滿足要求。這里提到的“總質(zhì)量”是指整個模型的總質(zhì)量中可參與振動的質(zhì)量。機箱在隨機振動過程中垂向振動出現(xiàn)問題，對應(yīng)著仿真模型的 Y 向。因此振動仿真只針對 Y 向進(jìn)行分析。結(jié)果顯示 90.7%的有效質(zhì)量分布在了 Y 向，滿足精度要求。

 

3. 隨機振動分析邊界條件及結(jié)果

3.1 隨機振動分析邊界條件

模態(tài)分析輸出 MISES 應(yīng)力，按照表 4 所示的 PSD 曲線進(jìn)行隨機振動分析，輸出機箱鈑金 RMISES。

 

表 4. 隨機振動 PSD 定義.

 

 

3.2 應(yīng)力分析結(jié)果

 

圖 7. 機箱前端隨機振動 RMISES 云圖

 

Abaqus 隨機振動分析計算結(jié)果為 1σ的 RMISES 應(yīng)力，最大為 118.6MPa。通常采用3σ法則評估強度。即 3*118.6=355.8MPa,此應(yīng)力高于機箱鈑金材料 SGCC 的屈服強度305MPa,不滿足要求。在隨機振動試驗中，此位置出現(xiàn)開裂。

 

 

圖 8. 機箱前端隨機振動鈑金開裂位置與仿真結(jié)果對比圖.

 

3.3 疲勞分析結(jié)果

在模態(tài)分析中輸出模態(tài)應(yīng)力，單位激勵的穩(wěn)態(tài)動力學(xué)分析輸出廣義位移，定義 PSD 曲線,導(dǎo)入 fe-safe 軟件中進(jìn)行隨機振動的疲勞分析，分析流程（軟件界面逆時針順序設(shè)置）如圖 9 所示。

 

 

圖 9. fe-safe 隨機振動分析流程圖.

 

 

圖 10. fe-safe 隨機振動疲勞分析壽命云圖

 

隨機振動疲勞分析最小振動時間 30.83s，不滿足 1h 的振動要求，仿真風(fēng)險位置與試驗

鈑金開裂位置相同。

 

4. 單位激勵的穩(wěn)態(tài)動力學(xué)分析邊界條件及結(jié)果

4.1 單位激勵穩(wěn)態(tài)動力學(xué)分析邊界條件

對模型進(jìn)行 1g 加速度單位激勵的穩(wěn)態(tài)動力學(xué)分析，掃頻范圍 1~200Hz。單位激勵的穩(wěn)態(tài)動力學(xué)分析輸出廣義位移可以用于 fe-safe 進(jìn)行疲勞分析。另一方面，在 Abaqus 前處理中，分別定位 12 個硬盤連接器的根部生成*Surface 面，輸出單元力NFORC。在 Abaqus 后處理中基于*Surface 面創(chuàng)建自由體切面，最后使用創(chuàng)建 XY 數(shù)據(jù)功能生成自由體切面的截面力頻響曲線。

 

4.2 連接器截面力分析結(jié)果

 

圖 11. 連接器截面力頻響曲線.

 

通過曲線可以看出在 28Hz 附近，所有連接器的截面力合力出現(xiàn)峰值。說明模態(tài)分析前

端拱形振型模態(tài) 28.235Hz 對振動影響較大。

 

 

圖 12. 隨機振動試驗連接器脫落位置與 28Hz 時連接器高截面力位置對比.

 

通過圖 12 可以看出，隨機振動試驗連接器脫落位置與 28Hz 時連接器截面力合力最高

的三個位置對應(yīng)。

 

5. 優(yōu)化方案分析結(jié)果

對機箱前端硬盤背板、硬盤 Cage 等結(jié)構(gòu)進(jìn)行全新設(shè)計，硬盤背板改為螺栓固定連接，且增加背板加強板。分別對其進(jìn)行模態(tài)分析、隨機振動應(yīng)力及疲勞分析、穩(wěn)態(tài)動力分析。

 

 

圖 13. 優(yōu)化方案硬盤背板固定示意圖

 

圖 14. 優(yōu)化方案機箱前端拱形振型云圖. 優(yōu)化后機箱前端拱形振型模態(tài)由 28.235Hz 提高為 63.257Hz。

 

 

圖 15. 優(yōu)化方案機箱前端隨機振動 RMISES 云圖.

 

優(yōu)化方案機箱鈑金最大應(yīng)力為 89.06MPa。采用 3σ法則評估強度。即3*89.06=267.19MPa,此應(yīng)力低于機箱鈑金材料 SGCC 的屈服強度 305MPa,滿足要求。

 

 

圖 16. 優(yōu)化方案 fe-safe 隨機振動疲勞分析壽命云圖.

 

隨機振動疲勞分析最小振動時間 22130s，滿足 1h 的振動要求。

 

圖 17. 優(yōu)化方案連接器截面力頻響曲線.

 

通過曲線可以看出在 63Hz 附近，所有連接器的截面合力出現(xiàn)峰值。說明模態(tài)分析前端

拱形振型模態(tài) 63.257Hz 對振動影響較大。

 

 

圖 18. 優(yōu)化方案 63Hz 連接器截面力結(jié)果

 

通過圖 17、18 可以看出，與原方案相比，優(yōu)化方案連接器截面力大幅下降。在振動問題中 ，我們的基本思路：在成本能夠接受的前提下，要盡量提高機箱前端拱形振型的頻率值，遠(yuǎn)離 PSD 曲線低頻高功率的頻率帶。經(jīng)過結(jié)構(gòu)優(yōu)化后的機箱在隨機振動試驗中未出現(xiàn)問題，仿真與試驗結(jié)果一致。

 

資料來源：達(dá)索官方