基于adams的轴承振动失效分析
Engineering MECHANICS,Vol.14,2007,No.4,p.259–268259VIBRATION ANALYSIS OF ROTARY DRIERFrantiˇs ek Palˇc´a k*,Martin Vanˇc o*In this paper the transfer of vibration from motor to the bottom group of rotary drieris analyzed in the ADAMS/Vibration module environment.Excitation from unba-lanced motor shaft is transferred through bearings mounted in side shields to thetransmission device and bottom plate.Output results were time-domain courses ofdisplacement,velocity,acceleration and transfer functions,frequency response func-tions and modal coordinates corresponding to excitation frequency.Key words:vibration,rotary drier,frequency response1.Description of goalsThe goal of vibration analysis of rotary drier developed by Bosch Siemens Hausgeraete, Michalovce was the evaluation of vibration transfer from motor to the bottom plate.Ob-tained results should be used as comparative values for experimental results from point of view of allowed level of vibration.To obtain physically relevant results for basic insight of its functional and vibrational properties3D model of drier bottom plate(Fig.1)includes bearings,transmission-device with belt and bottom plate with attachment elements.Fig.1:Scheme of drier’s bottom plate2.Task stepsThe requested research oriented to the virtual dynamic analyses of mechanical system with gross motions dictates to adopt mechanical system simulation technology to perform *Assoc.Prof.F.Palˇc´a k,Ph.D.,MSc.M.Vanˇc o,Strojn´ıcka fakulta,Slovensk´a technick´a univerzita v Brati-slave,N´a m.slobody17,81231Bratislava260Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary Drier following task steps:1.For dynamic simulation with3D-Submodel of drier motor including bearing,transmis-sion device and belt(without bottom plate)an unbalance of200mg on rotor(rotation 2730rpm)and torsion of100Hz,200Hz and300Hz was used as dynamic load.The results were time dependent quantities on the outer ring of the bearing,side shields and stator(rigid bodies).2.Vibration of the motor was investigated using MSC.ADAMS/Vibration.Obtained resultscontain frequency response functions from excitation point on motor to the outer ring, side shields and stator.3.Based on the results form thefirst and second step a virtual numerical3D-Model ofdrier bottom plate was developed.Time-domain dynamic analyses were used to verify functionality and proper behavior of model.The time dependent displacements,velocities and accelerations of the bearings outer rings,side shields and stator(rigid bodies)were obtained for simulations based on the same loading conditions as in step1.4.Final step was dedicated to analyze transfer of vibration from motor to defined pointson bottom plate(Fig.7).Excitation was caused by rotating unbalanced mass within the range from0.1Hz to10000Hz.Fig.2:3D model of drier bottom plate3.Theoretical background of used computational technologyVibration analysis is a frequency domain simulation of MSC.ADAMS models.This simulation can be a normal modes analysis in which the eigenvalues and mode shapes for the model are computed.The frequency domain simulation can also be a forced response analysis using the input and output channels along with the vibration actuators.Input channels provide a port into our system so we can obtain a plot of the frequency response or drive our system with an input force using a vibration actuator.When we create an input function a vibration actuator applies an input force to vibrate the system.A vibration actuator can contain expressions that let us use both time and frequency inputs.Each input channel must reference only one vibration actuator but each vibration actuator,however, can be associated with multiple input channels.Engineering MECHANICS 261Swept sine defines a constant amplitude sine function being applied to the model.f (ω)=F [cos(θ)+j sin(θ)](1)where :f is the fequency ωdependet forcing function,F is the magnitude of the force and θis the phase angle.Fig.3:Principle of leading and lagging excitationsTransfer function is the magnitude and phase response produced by a given input channel at a given frequency ωfor a given output channel.For frequency response computation,the linearized model is represented as:s x (s )=A x (s )+B u (s ),(2)y (s )=C x (s )+D u (s )(3)where:s is the Laplace variable and A ,B ,C and D are state matrices for the linearized model.The system transfer function can be represented as :H (s )=y (s )u (s )=C (s I −A )−1B +D (4)where :H (s )is the transfer function for the model and I is the identity matrix of dimension equal to the number of system states.For a given vibration analysis,the system frequency response y (s )is given as :y (s )=H (s )u (s ).(5)Modal coordinates are states in the frequency domain solution associated with a specific mode.Modes most active in a frequency response can be identified from the modal coordi-nates.The modal coordinates are computed as :x (s )=(s I −A )−1B u (s ).(6)PSD of output channels for given input PSDs is given as :p (s )=H ∗(s )U (s )H (s )(7)where :p (s )is the matrix of power spectral density,H ∗(s )is the complex conjugate trans-pose of H (s )and U (s )is the matrix of input spectral density.262Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary Drier 4.Modelling of contact forcesFor models of contacts in our model were used2D impact force contacts,which include the interaction between planar geometric elements(circle and point).F n=k(g e)+STEP(g,0,0,d max,c max)d gd t.(8)In Eq.(8)g represents the penetration of one geometry into another,d g/d t is the penetration velocity at the contact point,e is a positive real value denoting the force exponent,d max is a positive real value specifying the boundary penetration to apply the maximum damping coefficient c max.The bearing model depicted on the Fig.4is advanced bearing model with possibility of ball settling and enabling to obtain relevant contact forces between inner ring and bearing ball(Fig.5).Fig.4:Advanced bearing model for contact forces and possibility of ball settlingFig.5:Time course of contact force between inner ring and bearing ballEngineering MECHANICS263 On the Fig.6is comparison of time courses of response forces infixed joint connecting bearing outer ring with ground with excitation from unbalanced mass and without excitation.Idealized geometric constraintsTo preserve guidance of belt against pulley and balls against rings in bearings there were used planar joints.Fig.6:Time courses of response forces infixed joint connecting bearing outerring with ground;small wawes are caused by unbalanced massFig.7:Frequency response function of AS shield accelerationand transfer function of AS shield acceleration264Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary Drier 5.Disscusion of obtained resultsOn the Fig.7is frequency response function and transfer function corresponding to the excitation by unbalanced mass of200mg on the rotor.On Fig.8is steady state portion of force response in attachment mount(MOUNT1) after low passfiltering with cut offfrequency200Hz because working range of drier is about excitation frequency45.5Hz.On Fig.9is time range between0.2and0.2219corresponding to one revolution of motor shaft.Fig.8:Force response in attachment mount(MOUNT1on Fig.2)to the excitation from motorFig.9:FFT analysis of displacement response of bottomplate in attachment mount(MOUNT1)Engineering MECHANICS265 From results yields that lower value(45.5Hz)corresponding to rotation of unbalance mass and higher value(554.6Hz)is caused by excitation due to contact of belt segments with pulley.In this section we deals with obtained frequency response functions(FRF from excitation point to the center of gravity of the outer ring,end shields,stator and bottom plate).Input point of excitation is located on the motor shaft.On the Fig.10is depicted the frequency response function of bottom plate center of mass acceleration.Fig.10:Frequency response function of bottom plate center of mass acceleration with frequency and magnitude axes in linear scaleFig.11:Position of output points for requested vibration responses Other response outputs are denoted OP1–OP9according to Fig.11with defined positions of output points.Output points OP6,OP7,OP8and OP9are on attachment mounts of bottom plate to the ground.266Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary Drier Onfigure Fig.12are results for acceleration of output points,because acceleration is often used as a measured quantity in real experiments.For comparison the frequency357.73Hz was selected,because in this value we can see amplification of responses.Fig.12:Frequency response functions for accelerations of bottom plate output points (frequency and magnitude axis are in linear scale)Fig.13:Modal coordinates corresponding to excitation frequency45.5Hz from input channel in horizontal(x-direction)are displayed in the upper plot,and frominput channel in vertical(y-direction)are displayed in the lower plot From whole frequency spectrum we concentrate on responses corresponding to the exci-tation frequency45.5Hz.On Fig.13we see which of normal modes(165,480in y-direction and139,165,480in x-direction)have highest values of modal coordinates.In Tab.1are sorted modal coordinates according to their magnitudes for excitation frequency(45.5Hz) at input channel in horizontal x-direction,resp.vertical y-direction.Engineering MECHANICS267 Input channel x-direction Input channel y-directionMode Modal Coordinate Mode Modal Coordinate4800.3584164800.5845751650.1688511650.2334241390.0794611390.02575174930.0335*******.02182631410.022********.01554532460.022********.007555511590.01912462460.007445551700.01866871410.007268041550.01849122550.006971452500.01574752450.00660005Tab.1:Modal coordinates for excitation frequency45.5Hz from input channelin horizontal x-direction,resp.vertical y-direction in the tabular form6.ConclusionTo obtain better understanding of vibration transfer from motor to the bottom plate all three types of obtained results,from functional,time domain and frequency domain analyses were presented in this paper.It can be concluded,that all obtained results are acceptable from physical point of view and with respect to accuracy and performance are in line with expectations.The FFT analysis of results from dynamic simulation of the motor in time domain confirmed correctness of the excitation frequency45.5Hz corresponding to the rotation 2730rpm.In thefirst dynamic time domain simulation we detected unwanted influence of belt,which is documented by FFT analysis on Fig.6(frequency554.6Hz)corresponding to excitation of belt segments(for one revolution of shaft,12.2segments passes over shaft pulley and therefore12.2·45.5=555.1).From Fig.8we can conclude that the highest values of acceleration are on attachments points of bottom plate to the ground(OP6,OP7,OP8 and OP9).For documentation how is possible to obtain better insight into modal properties we preparedfigures Fig.9with modal coordinates related to excitation frequency(45.5Hz).The highest modal coordinates give us information which normal modes(165,480in y-direction and139,165,480in x-direction)contribute to unwanted frequency response.As was stated,from methodical point of view the virtual model used for this research consist of rigid motor shaft and bottom plate with compliant attachments,which is initial phase of reality representation for study of vibration transfer to the bottom plate.The main goal in next steps of research will be to achieve properties of virtual3D-model of drier bottom group closer to the reality.A necessary refining of the virtual3D-model of bottom group should be achieved using input data obtained by physical experiments(nonlinear characteristics of compliant attachment elements).Further step of refining the rigid parts considered in the initial model(shaft,side shields,bottom plate)should be replaced by flexible bodies.AcknowledgementThis work was supported by the Scientific Grant Agency of the Slovak Republic VEGA under the grant number1/2092/05.This support is gratefully acknowledged.268Palˇc´a k F.et al.:Vibration Analysis of Rotary DrierReferences[1]Harris C.M.,Piersol A.G.:Harris’Shock and Vibration Handbook–Fifth Edition,McGraw-Hill,2002[2]Inman D.J.:Engineering Vibration,Prentice Hall,Inc.,2001[3]Mathews C.:Engineers’Guide to Rotating Equipment,Professional Engineering PublishingLimited,2002[4]Mobley K.R.:Vibration Fundamentals,Newnes–Reed Elsevier Group,1999Received in editor’s office:January16,2006Approved for publishing:May25,2006Note:The paper is an extended version of the contribution presented at the national con-ference with international participation Engineering Mechanics2005,Svratka,2005.。
基于ANSYS有限元的复合材料传动轴失效分析
基于ANSYS有限元的复合材料传动轴失效分析基于ANSYS有限元的复合材料传动轴失效分析1. 引言复合材料在传动轴应用中越来越广泛，其具有较高的强度和刚度，以及较低的密度和惯性矩。
然而，由于其复杂的结构和复杂的加载条件，传动轴在运行过程中可能会发生失效。
因此，基于有限元分析的复合材料传动轴失效分析显得尤为重要。
2. 传动轴结构和材料传动轴主要有轴状结构，通常由多个复合材料组件组成，如纤维增强聚合物复合材料（FRP）和碳纤维增强复合材料（CFRP）。
这些材料的组合可以提供较高的轴向和环向强度，从而提供更好的传递力矩和转速。
3. 复合材料传动轴的失效模式复合材料传动轴的失效模式包括弯曲破坏、蠕变破坏、疲劳破坏和环剪切破坏等。
这些失效模式通常是由不同的应力和应变引起的，并在不同的加载条件下发生。
4. 有限元模型的建立基于ANSYS有限元软件，可以建立复合材料传动轴的三维有限元模型。
模型的几何形状和材料属性可以根据实际情况进行设定。
5. 材料参数的输入复合材料的性能参数需要根据实际测试数据进行输入。
这些参数包括纤维体积分数、纤维方向的弹性模量和剪切模量，基体材料的弹性模量和剪切模量等。
这些参数的准确性对于分析结果的准确性至关重要。
6. 边界条件和加载条件的设定在进行有限元分析之前，需要确定边界条件和加载条件。
边界条件通常包括固定支撑和固定约束等，以保证模型的稳定性。
加载条件通常包括径向和环向的力矩和转速等。
7. 模型分析和结果评价通过对复合材料传动轴模型进行有限元分析，可以得到应力和应变的分布图，以及轴的变形情况。
利用这些结果可以评估轴的失效模式和强度。
8. 参数敏感性分析和优化设计在分析过程中，可以对模型的几何形状和材料参数进行敏感性分析。
通过调整这些参数，可以优化设计，提高传动轴的性能和可靠性。
9. 模型验证和实验验证为了验证有限元模型的准确性，可以进行实验验证。
将有限元分析结果与实验结果进行对比和验证，以确定模型的准确性和可靠性。
基于ADAMS的微车主减速器振动分析
Ｉ
Ａｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ ： Ｔｈ ｅ ３ Ｄ ｅ ｎ ｔ ｉ ｔ ｙ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｉ ｎ ｇ ｏ ｆ ｈ ｙ ｐ ｏ ｉ ｄ ｇ ｅ ａ ｒ ｓ ｉ ｓ ｃ ｏ ｎ ｄ ｕ ｃ ｔ ｅ ｄ ｂ ｙ ｕ ｓ ｉ ｎ ｇ ＵＧ ｓ ｏ ｆ ｔ ｗａ ｒ ｅ ，ａ ｎ ｄ ｔ ｈ ｅ ｃ ｅ ｎ ｔ ｅ ｒ
ｏ ｆ ｍｉ ｃ ｒ ｏ － ｖ ｅ ｈ ｉ ｃ ｌ ｅ ｍａ ｉ ｎ ｒ ｅ ｄ ｕ ｃ ｅ ｒ ，ａ ｎ ｄ ａ ｔ ｈ ｅ ｏ ｒ ｅ ｔ ｉ ｃ ａ ｌ ｂ ａ ｓ ｉ ｓ ｉ ｓ ｐ ｒ ｏ ｖ ｉ ｄ ｅ ｄ ． Ｋｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ ： Ｄ ＡＭ Ｓ Ａ ｓ ｏ ｆ ｔ ｗａ ｒ ｅ ；ｖ ｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ ａ ｎ ｄ ｎ ｏ ｉ ｓ ｅ ｔ ｅ ｓ ｔ ｉ ｎ ｇ；ｄ ｙ ｎ ａ ｍｉ ｃ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ；ｖ ｉ ｒ ｔ ｕ ａ ｌ ｐ ｒ ｏ ｔ ｏ ｔ ｙ ｐ ｉ ｎ ｇ ｔ ｅ ｃ ｈ —
摘
要： 文章对准双 曲面齿轮 采用 ＵＧ软件进行三维建模 ， 分别 对准双曲面主动齿轮 的中心距按正常 、 偏置 向
左和偏置 向右 ３ 种方式进 行安装 ， 通过 Ａ ＤＡ ＭＳ建立准双 曲线齿轮 的动力学模 型 ， 然后 对所建立 的模型添加 约束和驱动 ， 结合实际振动测试方 法 ， 采用虚拟样机技术研究 准双 曲线 齿轮对 微车后 桥振动的影响 ； 通过实际 测试结果和动力学仿真结果 比较分 析 ， 得 出微 车准双 曲面齿轮装 配误差影 响微车主 减速器振动结论 ， 并 提供
（ Ｓ ｃ ｈ ｏ ｏ ｌ ｏ ｆ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｃ ａ ｌ ａ ｎｄ Ｅｌ ｅ ｃ ｔ ｒ ｏ ｎｉ ｃ Ｅｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎ ｇ，Ｗ ｕ ｈ ａ ｎ Ｕｎ ｉｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ｏ ｆ Ｔｅ ｃ ｈ ｎ ｏ ｌ ｏ ｇｙ ，Ｗ ｕ ｈ ａ ｎ ４ ３ ０ ０ ７ ０，Ｃｈ ｉ ｎ ａ ）
轴承振动特征分析
轴承振动特征分析轴承是机械设备中常用的关键元件之一，其质量和工作状态对设备的性能和寿命有着重要的影响。
轴承振动特征分析是评估轴承工作状态和健康状况的重要手段，可以通过振动信号的分析和处理，获取轴承正常和异常工作状态的特征参数，从而判断轴承是否存在异常故障。
1.轴承振动信号采集与分析：通过安装合适的振动传感器（如加速度计、速度计等）在轴承或设备上采集振动信号，并进行信号分析和处理。
常用的分析方法包括时域分析、频域分析和时频域分析等。
在时域分析中，可以观察到振动信号的波形特征，如振幅和频率的变化；在频域分析中，可以通过傅里叶变换将时域信号转换为频域信号，进而分析信号的频谱特征，如频率和幅值的分布；在时频域分析中，可以结合时域和频域的特点，利用小波分析等方法研究信号的瞬态特性和频率特性。
2.轴承故障诊断与判定：通过对轴承振动信号的分析，可以判断轴承是否存在故障，如内圈和外圈的裂纹、滚道的磨损、滚珠的损坏等。
常见的故障特征参数包括峰值、峰值因子、峭度、波形指标、频谱指标等。
例如，当轴承存在内圈裂纹时，振动信号会出现高频峰值，而当存在滚珠损坏时，振动信号会出现冲击信号等。
通过识别和提取这些故障特征参数，可以进行故障类型的判定和诊断。
3.轴承故障预测与预警：根据轴承振动信号的变化规律，可以对轴承的剩余寿命进行预测和评估，从而提前进行维修和更换。
常见的预测方法包括统计模型、神经网络模型、遗传算法等。
通过对大量实际运行数据的分析和建模，可以建立轴承故障预测模型，根据振动信号的变化趋势和特征参数的变化情况，预测轴承的寿命和故障时间，提前进行维修和预防措施，以降低故障风险和成本损失。
4.轴承振动特征分析的应用与发展：轴承振动特征分析已经广泛应用于各个领域，如机械制造、航空航天、电力、石油化工等，对轴承的安全运行和性能提升起到了重要的作用。
未来，随着传感技术、智能化技术等的发展，轴承振动特征分析将更加精细化和自动化，可以实时监测和分析轴承的振动信号，提前预警故障风险和进行状态评估，从而实现设备的智能化管理。
轴承振动特征分析
06 结论与建议
结论总结
轴承故障诊断的准确性得 到提高
通过分析振动信号，可以更准确地判断轴承 的运行状态，及时发现潜在的故障。
故障模式识别更加明确
振动特征分析有助于识别轴承的故障模式，如内圈 、外圈或滚动体的故障，为后续的故障原因分析和 修复提供依据。
定量评估轴承性能
通过分析振动信号的频谱、幅值等信息，可 以对轴承的性能进行定量评估，为轴承的维 护和更换提供决策依据。
原因
主要包括轴承座刚度不足、安装 不良、基础松动等。
振动特征分析方法
通过频谱分析、波形分析、轴心 轨迹分析等方法，对轴承座的振 动信号进行采集、处理和分析， 提取出轴承座的振动特征。
实例分析结果
轴承座的振动特征主要表现为低 频振动信号，其频率与轴承座的 结构和基础有关，通过分析这些 特征可以判断轴承座的工作状态 和故障类型。
轴承振动概述
轴承振动是指轴承在运转过程中产生的振动 现象，其产生的原因主要包括轴承内部元件 的相互作用、轴承座的不稳定以及外部激励 等。
轴承振动特征分析主要通过采集轴承的 振动信号，利用信号处理技术提取特征 ，进而对轴承的工作状态进行评估。
轴承振动通常采用振动烈度来描述， 其评价指标包括加速度、速度和位移 等。
02 轴承振动产生的原因
制造误差
材料不均匀
轴承材料内部存在不均匀性，导 致在运转过程中受力不均，引起 振动。
热处理不当
轴承的热处理工艺不佳，导致材 料内部存在残余应力，在运转过 程中产生振动。
装配误差
安装位置不准确
轴承在安装过程中位置不准确，导致运转过程中受力不均， 引起振动。
装配间隙不当
轴承的装配间隙过小或过大，都会影响轴承的正常运转，产 生振动。
基于ADAMS啮合齿轮振动的检测与分析
课程论文论文标题：基于ADAMS啮合齿轮振动的检测与分析姓名：苏达子学号：0901301012专业：机械制造及其自动化专业学院：机械工程学院时间：2013年01月13日基于ADAMS啮合齿轮振动的检测与分析苏达子机械工程学院 0901301012【摘要】基于ADAMS2012（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems）软件的基础上建立参数化直齿轮三维实体模型，使用多体动力学分析软件ADAMS 对齿轮黏合过程中产生的振动进行仿真分析，研究了在对应转速和力矩条件下齿轮振动在时域及频域中的变化规律并对齿轮啮合过程中可能产生的振动故障进行分析，提出诊断结果。
关键词：ADAMS；齿轮；振动；仿真【Abstract】Based on the of software ADAMS 2012 (Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems) creates parametric straight spur gear in 3D physical model, the use of multi-body dynamics analysis software ADAMS on gear bonding process of vibration simulation analysis, in the corresponding rotational speed and torque conditions gear vibration in time and frequency domain and the change rule of gear meshing might occur during the process of vibration fault is analyzed, and the diagnosis.Key words:Adams；Gear；Vibration；Simulation.1 引言机械故障诊断学时20世纪六七十年代逐渐发展起来的一门综合性、交叉性的新学科。
轴承失效分析方法
轴承失效分析方法在分析轴承失效的过程中，往往会碰到许多错综复杂的现象，各种实验结果可能是相互矛盾或者主次不清，这就需要经过反复实验、论证，以获得足够的证据或反证。
只有运用正确的分析方法、程序、步骤，才能找到引发失效的真正原因。
一般情况下轴承失效分析大体可分为以下三个步骤：失效实物和背景资料的收集、对失效实物的宏观检查和微观分析。
1.失效实物和背景材料的收集尽可能地收集到失效事物的各个零件和残片。
充分了解失效轴承的工作条件、使用过程和制造质量等。
具体内容包括：（1）主机的载荷、转速、工作状况等轴承的设计工作条件。
（2）轴承及其相关部位其他零件的失效情况，轴承失效的类型。
（3）轴承的安装运转记录。
运转使用过程中有无不正常操作。
（4）轴承工作中所承受的实际载荷是否符合原设计。
（5）轴承工作的实际转速及不同转速出现的频率。
（6）失效时是否有温度的急剧增加或冒烟，是否有噪声及振动。
（7）工作环境中有无腐蚀性介质，轴承与轴颈间有无特殊的表面氧化色或其他沾污色。
（8）轴承的安装记录（包括安装前轴承尺寸公差的复验情况），轴承原始间隙、装配和对中情况，轴承座和机座刚性如何，安装是否有异常。
（9）轴承运转是否有热膨胀及动力传递变化。
（10）轴承的润滑情况，包括润滑剂的牌号、成分、颜色、粘度、杂质含量、过滤、更换及供给情况等，并收集其沉淀物。
（11）轴承的选材是否正确，用材质量是否符合有关标准或图样要求。
（12）轴承的制造工艺过程是否正常，表面是否有塑性变形，有没有表面磨削烧伤。
（13）失效轴承的修复和保养记录。
（14）同批或同类轴承的失效情况。
在收集实际背景材料工作中，全部满足上述要求是很难的。
但收集到的资料越多，无疑会更有利于得到正确的分析结论。
2.宏观检查对失效轴承进行宏观检查（包括尺寸公差测量和表面状态检查分析），是失效分析最重要的环节。
总体的外观检查，可了解轴承失效的概貌和损坏部位的特征，估计造成失效的起因，察看缺陷的大小、形状、部位、数量和特征，并截取适当部位做进一步的的微观检查和分析。
adams振动分析模块教程中文版.pptx
包含液压和控制影响的系统行为
液压
将振动应用于液压控制阀，在频域内考察其对缸压和活塞运 动的影响。
包含附件特性的系统模型分析
汽车
发动机支撑 由缸内燃油燃烧压力引起的振动 位移，依赖于：
1、发动机支撑特性 2、发动机支撑位置 频域分析帮助设计者改进方案
ADAMS/Vibration11.0的性能
频域激振力输入 频域响应方程计算 结构振型参与系数表 力振动激励 力振动绘制 生成线性子系统
供应商必须在原型车上协调他们的系统和部件
需要方法研究系统
问题往往在原型车开发的后期发现，导致时间和金钱的浪费
用合适的方式评价设计
需求
一种研究系统级振动的方法，同样的方法还要可以研究系统级的运 动问题 …更快！！！
解决：更大范围的样机振动研究
使用ADAMS/Vibration的三个原因
将你的系统放在不同工况下研究其振动行为（而不需要 建立新的模型） 包含了液压、控制和其他子系统对振动特征的影响 分析系统模型，包含福建和其他非线性特征
工业需求
好的振动特性吸引消费者购买，增加消费者的舒适性
需要好的方法评价设计
最适NVH设计经常与其他设计属性相冲突。比如：耐久性，车辆的 动力表现
轴承失效分析PPT课件
解决方案
优化减速机设计，减少瞬间冲击力 对轴承的影响；加强轴承热处理工 艺控制，提高材料韧性。
06 结论
轴承失效分析的意义和价值
轴承失效分析对于保障机械设备的安全稳定运行具有重要意义，通过分析轴承失 效的原因和机理，可以预防类似失效的再次发生，提高机械设备的使用寿命和可 靠性。
轴承失效分析的价值不仅体现在预防和减少机械故障上，还可以促进相关领域的 技术进步和产业升级，为新材料的研发和应用提供技术支持。
磨损失效
总结词
磨损失效是由于轴承在运转过程中，滚动体和套圈之间存在摩擦，导致轴承表面 磨损。
详细描述
磨损失效通常表现为轴承表面出现擦伤、剥落、胶合等现象，这可能是由于润滑 不良、异物进入、转速过高或负荷过大等因素引起的。磨损失效会影响轴承的旋 转精度和稳定性，严重时会导致轴承卡死或运转困难。
塑性形失效
断裂失效
总结词
断裂失效是由于轴承在受到过大的冲击载荷或应力集中时，其材料发生脆性断裂。
详细描述
断裂失效通常发生在轴承的滚动体、套圈或保持架上，由于过大的冲击载荷或应力集中，如材料缺陷 、热处理不良、装配不当等因素，使得轴承材料发生脆性断裂。断裂失效是一种突发性的失效方式， 对轴承和机械系统造成严重破坏。
轴承失效分析的重要性
随着工业的发展，机械设备向着高精度、高效率、高可靠性 的方向发展，轴承作为关键零部件，其失效分析对于保障设 备正常运行、提高生产效率和降低维修成本具有重要意义。
通过轴承失效分析，可以发现潜在的问题和故障隐患，预防 设备突发故障，减少生产损失。同时，失效分析还可以为轴 承设计和制造提供反馈，促进轴承性能的改进和优化。
05 案例分析
案例一：某机械设备的轴承失效分析
基于ADAMS和分形理论的轴承保持架动力学仿真分析
摘要 ： 基于 Ａ Ｄ Ａ ＭＳ建立了角接触球轴承参数 化模 型 ， 借助 于 Ａ Ｄ Ａ ＭＳ中的碰撞 函数 ， 在综合分 析碰撞参数 物理 意义 的基础上 ， 对角接触球 轴承进行动力学分析 ， 研究保持 架兜孔 间 隙、 引导 间隙及 轴 向载荷对其 运行稳 定性 的影 响。通过 分形 理论 中的计盒维数 ， 对保持架质心 轨迹 进行 量化评定 ， 以确定最佳的保持架结构参数 。
高 速主 轴轴 承 的动 态 性 能 直 接影 响 电主 轴 单
模块 ， 与传统动力学分析软件相 比， 分析效率显著
提高。
关键词 ： 角接触球轴承 ； Ａ Ｄ Ａ ＭＳ ； 动力学分析 ； 分形 理论
中图分类 号 ： Ｔ Ｈ１ ３ ３ ． ３ ３ １
文献标 志码 ： Ａ
文章编号 ： １ ０ ０ ０— ３ ７ ６ ２ （ ２ ０ １ ４ ） ０ １ — ０ ０ ０ ７— ０ ４
Ｄｙ ｎ ａ ｍｉ ｃ ｓ Ｓ ｉ ｍｕ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ Ａｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ Ｂｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ Ｃａ ｇ ｅ ｓ Ｂａ ｓ ｅ ｄ ｏ ｎ ＡＤＡＭ Ｓ
ｔ ｈ ｅ ｂ ｏ ｘ—ｃ ｏ ｕ ｎ ｔ ｉ ｎ ｇ ｄ ｉ ｍｅ ｎ ｓ ｉ ｏ ｎ ｏ ｆ ｆ ｒ ａ ｃ ｔ ｌ ａ ｔ ｈ ｅ ｏ ｒ ｙ ｎｄ ａ ｉ ｆ ｎ ｌｌ ａ ｙ ｔ ｈ ｅ ｂ ｅ ｓ ｔ ｓ ｔ ｒ ｕ ｃ ｔ ｕ ｒ ｌ ａ ｐ ｒａ ａ ｍｅ ｔ ｅ ｒ ｏ ｆ ｔ ｈ ｅ ｃ ａ ｇ ｅ ｓ ｉ ｓ ｏ ｂ ｔ ａ ｉ ｎ ｅ ｄ ． Ｋｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ ：ａ ｎ ｕｌ ｇ ａ ｒ ｃ ｏ ｎ ｔ ａ ｃ ｔ ｂ ｌｌ ａ ｂ ｅ ａ ｒ ｉ ｎ ｇ ； ＡＤ ＡＭＳ； ｄ ｙ ｎ ａ ｍｉ ｃ ｓ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ； ｆ ｒ ａ ｃ ｔ ｌ ａ ｔ ｈ ｅ ｏ ｒ ｙ
基于ADAMS的球轴承受力分析
达式为 ωc R c - R b cos αc ( 9) = ωr 2R e 代入数据 R c = 42. 75 mm , R b = 7. 937 5 mm ,αc = 16. 07 ° , 得角速度的比率为 0. 410 8。运动学分 析结果与 ADAM S 计算结果的比较如图 8 所示 。 运动初期 , 由于球与保持架接触不稳定 , ADAM S 的分析曲线有绕理论曲线上下震动的现象 , 短暂 波动过后 , 曲线稳定在 0. 409 2, 与理论计算结果 0. 410 8 存在 0. 39 %的误差 。
[1] 程立平 ,张云清 . 机械系统动力学分析及 ADAM S运
1 轴承建模
球轴承由内圈、 外圈、 球和保持架组成 (图 1 ) 。 研究中通常将外圈固定于刚性结构中 , 其质量和转 动惯量对动力学模型没有影响 ; 在建模时将油槽和 油孔等忽略掉不影响模型分析的准确性 。
出轴承各构件之间的接触力 , 忽略润滑的影响 , 在 施加约束时采用哑物体代替实际构件可以节省大 量运算时间 。 2. 1 球和沟道之间的接触 球和内 、 外圈沟道的哑物体可以用其接触点 的轨迹代替 , 对沟道的哑物体施加一个旋转副将 其约束在几何轴心 , 使沟道哑物体只能绕轴线旋 转而没有移动自由度 。球则由 2 个哑物体代替 , 分别与内 、 外圈接触 , 每个球的哑物体都施加球约 束 , 使球可以随接触力和力矩绕球心任意角度转 动 。哑物体没有自由度也不会影响轴承模型的动 态学特性 。 [1 ] 2. 2 受力分析 2. 2. 1 正交力 。 球与沟道间的正交力可以通过 Hertz接触理 论来求解 。轴承运动过程中球和沟道一直处于相 互接触状态 , 接触表面必然存在几何变形 , 几何变 形量的大小通过计算球哑物体圆和沟道哑物体圆 的重叠量来确定 。给出两个圆的半径 ray , rby及其 圆心距 | rAB | , 可得出重叠量 δ= | rAB | - ( rby - ray ) ( 1) 将几何变形量的大小代入 Hertz公式 , 得出球