adams振动分析实例中文版
adams振动分析实例中文版
1.问题描述研究太阳能板展开前和卫星或火箭分离前卫星的运行。
研究其发射振动环境及其对卫星各部件的影响。
2.待解决的问题在发射过程中，运载火箭给敏感部分航天器部件以高载荷。
每个航天器部件和子系统必学设计成能够承受这些高载荷。
这就会带来附加的质量，花费高、降低整体性能。
更好的选择是设计运载火箭适配器（launch vehicle adapter）结构。
这部分，将设计一个（launch vehicle adapter）的隔离mount，以在有效频率范围降低发射震动传到敏感部件的部分。
关心的敏感部件在太阳能板上，对70-100HZ的输入很敏感，尤其是垂直于板方向的。
三个bushings将launch vehicle adapter和火箭连接起来。
Bushing的刚度和阻尼影响70-100HZ范围传递的震动载荷。
所以设计问题如下：找到运载火箭适配器系统理想刚度和阻尼从而达到以下目的：传到航天器的垂直加速度不被放大；70-100HZ传递的水平加速度最小。
3.将要学习的Step1——build：在adams中已存在的模型上添加输入通道和振动执行器来时系统振动，添加输出通道测量响应。
Step2——test:定义输入范围并运行一个振动分析来获得自由和强迫振动响应。
Step3——review：对自由振动观察模态振型和瞬态响应，对强迫振动，观察整体响应动画，传递函数。
Step4——improve：在横向添加力并检查传递加速度，改变bushing的刚度阻尼并将结果作比较。
添加频域测量供后续设计研究和优化使用。
3.1需创建的东西：振动执行器、输入通道、输出通道完全非线性模型打开模型在install dir/vibration/examples/tutorial satellite 文件夹下可将其复制到工作木录。
加载Adams/vibration模块：Tools/ plugin Manager.仿真卫星模型：仿真看其是否工作正常，仿真之前关掉重力，这个仿真太阳能板在太空中的位置。
基于ＡＤＡＭＳ的混凝土振动搅拌机振动特性分析
Ｄ＝Ａｇω２
（１）
式中：振动传动轴驱动角频率 ω＝２πｆ是振动参
数之一，激振器振幅 Ａ等于振动轴上偏心轴径的偏
心距 ｅ，ｇ为重力加速度。
理论上，混 凝 土 进 行 振 动 搅 拌 时 的 振 动 强 度 越
０ 引言
混凝土是胶凝材料将骨料胶结而成的固体复合 材料，是建筑工程和道路施工的主要材料，其均匀度 和强度是最重要的性能评价指标［１］。在搅拌振动的 过程中，对混合料施加振动，有效降低了混合料的内 摩擦力和黏聚力，破坏水泥颗粒的聚集状态，加快水 泥等胶凝材料的水化反应，使混凝土在宏观和微观都 能快速达到 均 匀 ［２］。 Ｌｏｂａｎｏｖｅｔａｌ．［３］分 析 了 振 动 参 数与混合料塑性黏度和剪切应力的关系，推导出振动 对混合料状态的影响方程。刘慧明［４］对双卧轴振动 搅拌机的振动分布情况进行研究，通过试验测试和模
图 ２ 振动搅拌装置测点分布图
２２ 添加约束和驱动 模型导入 ＡＤＡＭＳ后，各个零件是独立状态，需
要对每个部件进行连接，组成一个机械系统。将单轴 振动搅拌装置三维模型以 Ｐａｒａｓｏｌｉｄ格式导入 ＡＤＡＭＳ 中，添加各零件材料为 ｓｔｅｅｌ，给模型添加运动副，两端 关节轴承的内外圈添加球铰副。在振动轴与振动轴 承座之间添加轴承模块，轴承与轴和轴承座之间的碰 撞接触使用 ＡＤＡＭＳ中的冲击函数法进行模拟计算。
１１ 搅拌机工作原理 振动搅拌机搅拌装置分为搅拌端和振动端。在
!
"#
$%&
'
(
) !* !! １—振动驱动电机；２—振动传动轴；３—支承轴承；４—偏心轴承座；５—激振器；６—振 动端轴承；７—搅拌端轴承；８—搅拌驱动电机；９—搅拌轴；１０—搅拌缸；１１—拌臂及叶片。 图 １ 振动搅拌装置简图
基于ADAMS的柔性传动轴系扭转振动分析
=
( 1)
确定发动机谐次 r 的范围采用以下公式 60 ωi 60 ωi ・ ≤r ≤ π・ π 2 nmax 2 nmin
( 2)
式中 , nmax 、 nmin分别为发动机最高 、 最低工作转速 。 通过式 ( 1) 、 式 ( 2) 可以看出 , 在动力传动轴系转动 过程中 , 当发动机升速或者降速时 , 轴系将会遇到多个 临界转速 , 即会发生多次共振 。但在升速或者降速过 程中短时间通过临界转速不会建立起共振工况 。因此 需要关注的是在发动机工作转速范围内出现的临界转 速 , 尤其是发动机激振力矩幅值较大的谐次对应的临
2. 2 仿真测试
由于机车传动轴的扭转振动在运转过程中属于强 迫振动 , 而且发动机内部激振很复杂 , 所以在仿真过程 中计算机不可能模拟发动机的激振过程 。本文在仿真 过程中采用的测试方法为给系统一单位力 δ, 然后测 试系统的自由扭转振动情况[ 7 ] 。通过仿真软件对系统
为了准确反映传动轴系各个部件的相互关系 , 根 据零件的二维图纸和技术参数 , 将它们的实际运动关 系简化成 ADAMS 中的理想约束 , 组装成一个完整的轴 系 。传动系统模型总成如图 4 所示 。
第 31 卷 第 6 期 基于 ADAMS 的柔性传动轴系扭转振动分析 79
①假设传动系统中各构件之间的装配误差为零 , 即忽略各构件之间的装配误差 。 ②假设传动系统各构件之间的摩擦力为零 , 即忽 略各构件之间的摩擦力 。 ③假设所有构件均为匀质构件 , 构件的轴心偏心 距为零 , 即忽略构件由于偏心引起的横向振动 。 ④假设液力变矩器端的阻尼为零 , 弹簧的阻尼为 零。 ⑤假设振源只有发动机 , 即忽略整车其余部分传 来的振动 。 1. 2. 3 建立构件柔性体模型 要在多体动力学分析中建立模型的柔性体 , 则必 须先对各个构件进行有限元分析 , 得到其各阶振型和 固有频率 ,然后利用模态中性文件 (MNF) ,导入多体系 统中 , 实现构件的柔性化 。本文采用 ADAMS/ Flex 模 块的构件网格模式 ( Geometry) ,首先定义好柔性体的附 着点 ,即柔性件与其它构件的连接点 。定义好附着点 后 ,需要在附着点的附近的网格结点上选取适当数量 结点作为力的作用点 , 作用点的数量和位置根据模型 精度 的 需 要 来 选 取 。最 后 , 将 选 取 的 结 点 转 换 成 ADAMS 的标识 ID , 就可以生成模态中性文件 。图 1 、 图 2、 图 3 所示为飞轮 、 前联轴节 、 齿轮轴有限元模型 , 表 1 为其构件的前 6 阶模态对应的固有频率 。
基于ADAMS的汽车悬架的振动分析
基于ADAMS的汽车悬架的振动分析万茂林;张光慧;郭明【摘要】汽车在使用一段时间后,由于各种原因,车轮会失去动态平衡,汽车在车轮不平衡的状态下行驶,对汽车悬架有较大影响.通过在ADAMS中建立双横臂独立悬架的模型,对悬架进行振动分析,分析悬架在自由状态和在轮胎不平衡状态下的振动情况.【期刊名称】《汽车零部件》【年(卷),期】2012(000)008【总页数】3页(P82-83,85)【关键词】车轮;ADAMS;不平衡;振动分析【作者】万茂林;张光慧;郭明【作者单位】武汉理工大学汽车工程学院,湖北武汉430070;合肥工业大学机械与汽车工程学院,安徽合肥230009;武汉理工大学汽车工程学院,湖北武汉430070【正文语种】中文0 引言悬架是保证车轮或车桥与汽车承载系统之间具有弹性联系并能传递载荷、缓和冲击、衰减振动以及调节汽车行驶中车身位置等有关装置的总称。
悬架是现代汽车的重要组成之一，悬架的性能的好坏将直接影响到汽车在行驶过程中的操纵稳定性和平顺性。
同样也将影响到汽车使用者的主观评价。
汽车在行驶时，由于车轮与路面之间的动载荷，会影响到车轮的附着效应，因而也会影响到汽车的安全性。
当车轮在高速运转时，处于不平衡状态下，会导致车辆在行驶中产生车轮抖动、方向盘震动的现象。
另外，悬架性能还会引起车身姿态发生变化(侧倾或俯仰)，也会影响到行车的安全和使乘客感到不舒适。
由此可见，悬架性能对汽车的各个方面的性能很关键。
在文中将使用ADAMS 软件研究在汽车使用过程中，由于各种原因导致的车轮在高速转动中失去平衡状态对悬架系统的振动影响。
其中导致车轮在高速运转过程中失去平衡的原因有以下几种：(1) 车轮定位不当，尤其是前束和主销倾角。
(2) 轮胎和轮辋以及挡圈等因几何形状失准或密度不均匀而先天形成的重心偏离。
(3) 高速行驶中制动抱死而引起的纵向和横向滑移，会造成局部的不均匀磨损。
(4) 车轮碰撞造成的变形引起的质心位移。
基于ADAMS振动仿真的动传系统振动问题整改
基于ADAMS振动仿真的动传系统振动问题整改摘要：某牵引车在重载10Km/h左右车速爬坡时出现变速箱抖动大问题，需要整改。
在ADAMS中建立仿真模型，复现了问题，并确定了整改目标。
通过仿真对比分析，确定最佳措施，实车整改验证显示整改措施有效，问题得以解决。
该案例是运用ADAMS仿真分析技术成功解决了该振动问题。
关键词：动力传动系统；ADAMS；振动前言*某牵引车在重载以10km/h左右车速爬坡时出现变速箱振动大的问题。
实车现场测试结果如下图1所示（变速箱上振动加速度，单位：m/s²，下同）：图1故障工况测试结果结果显示故障工况下Z向的振动加速度有明显峰值，且远大于X、Y向振动峰值；相同车速下平路工况进行测试，结果显示振动峰值仅为爬坡时峰值的1/5~1/6。
1 理论分析此车型的传动轴采用不等速万向节连接，传动轴转动时会产生2阶振动，2阶振动大小跟传动轴夹角及传递的扭矩大小有关[2]，在固有模态分析的基础上，进行激励频域响应分析，提取变速箱的振动各方向响应。
频率响应分析结果如下图2所示。
图2系统振动频域响应分析结果上图显示变速箱的z向振动在7.8Hz处出现了大的峰值，且Z向的响应远大于X、Y向响应；与实际测试结果（见图1）也一致。
采用如下计算公式可以计算出1阶频率。
式中，n传动轴理论平均转速；R驱动轮滚动半径 0.496 m；V行车速度10Km/h；i是驱动桥总传动比：4.11。
2阶为一阶频率的2倍：约为7.34Hz，此频率与测试出现的振动频率7.5Hz非常接近。
经计算在相同车速下，爬坡时传动轴输出扭矩是平路工况11倍左右，因此会导致爬坡时变速箱振动加速度明显加大。
同时由于在此频率下出现了振动峰值，判断动力传动的悬置系统某一阶固有频率可能接近于此7.5Hz。
2 系统固有模态仿真分析在ADAMS中建立如下的振动仿真分析模型如图3所示。
图3动力传动系统振动仿真分析模型如上图所示，在ADAMS中建仿真分析模型已经实际的动力传动及模型参数（发动机、变速箱、传动轴质量及惯性参数和悬置参数，及传动轴夹角）。
基于ADAMS的柔性基础振动系统隔振性能分析
在 ADAM S进行动力学分析后 ,可生成有限元软件
使用的载荷文件 (即. lod文件 ) ,利用此文件可向有限
元软件输出动力学仿真后的载荷谱和位移谱信息 。有
限元可直接调用此文件生成有限元分析中力的边界条
件 ,以进行应力 、应变以及疲劳寿命的评估分析和研
究 ,这样可得到基于精确动力学仿真结果的应力应变
分析结果 ,提高计算精度 。可见 , ADAM S软件与有限
元软件结合 ,能很好地研究刚柔耦合动力系统的静态
与动态特性 。本文选用的有限元软件为 ANSYS。
2 柔性基础隔振系统频域分析
ADAM S软 件带 有振 动分 析模块 ADAM S \ V ibra2 tion,利 用该 模块 , 能 对 ADAM S 模型 进行频 域分 析 。 ADAM S \V ibration对于非线性因素的处理是在系统工 作点附近对其进行线性化 ,因此严格来说 , ADAM S \V i2 bration模块并不适合研究非线性系统 。本节所作的频 域分析均是将非线性隔振系统在其平衡点处进行线性 化后进行的 。
图 3所示为柔性基础上隔振系统的振级落差曲 线 ,图中虚线为被隔振设备上各测点加速度信号的平 均功率谱密度 ,点划线为柔性基础上各测点加速度信 号的平均功率谱密度 ,实线为两者之差 ,即振级落差曲 线 。从图上可以看出 , 5. 74 Hz与 10. 54 Hz为系统在 竖直方向存在的两阶刚体运动固有频率 。根据基于刚
为振级落差方法 。本文采用加速度振级落差作为评价
隔振系统性能的指标 ,并讨论系统参数对隔振性能的影 响。本章若无特别说明 ,加速度级均以 1 mm / s2为参考 值 ,位移的功率谱均以 1 mm为参考值来得到分贝值 。
对于如图 1 所示的柔性基础隔振系统 ,利用 AD2 AM S \V ibration模块在被隔振设备 1质心处设置激振器 1,从 1 Hz至 1 000 Hz作正弦扫描 ,力幅值为 2 000 N; 在被隔振设备 2质心处设置激振器 2,同样从 1 Hz至 1 000 Hz作正弦扫描 ,力幅值为 3 000 N;在柔性基础上 各个隔振器附近均匀设置 9个输出通道以测量基座的 加速度 。在被隔振设备 1与 2上各设置 5个输出通道 测量被隔振设备振动加速度级 。
基于ADAMS_Vibration的曲轴受迫振动分析
河北科技师范学院学报 第25卷第2期,2011年6月Journa l of H ebe iN o r ma lU n i ve rs i ty o f Science&T echno l ogy V o.l25N o.2Jun,2011基于ADA M S/V ibrati on的曲轴受迫振动分析马淑英,陈立东,刘荣昌,陈建伟(河北科技师范学院机电工程学院,河北秦皇岛,066600)摘要:在对刚柔耦合曲轴系模型建立的基础上,给出了曲轴受迫振动的分析方法,利用A da m s/V i brati on软件对给定载荷条件下的曲轴扭转振动进行了动态仿真,仿真计算结果表明,在曲轴圆角处的位移和速度有一突变,说明在圆角处易产生变形,与实际相符。
关键词:曲轴;ADAM S;振动分析;振动模型中图分类号:TK422 文献标志码:A 文章编号:1672-7983(2011)02-0050-06曲轴系统作为发动机上主要的运动部件,它的性能优劣直接关系到发动机乃至整车的性能、可靠性和寿命。
曲轴系的振动是引发内燃机振动的主要因素。
曲轴上作用有大小、方向周期性变化的切向和法向作用力,故曲轴会产生扭转振动[1]。
由于曲轴较长,扭转刚度较小,且曲轴系的转动惯量较大,故曲轴扭转振动频率较低,在发动机工作转速范围内容易产生共振,从而引起较大噪声、加剧其它零件的磨损,甚至导致曲轴折断。
曲轴的振动本质上是三维形式的振动,不仅扭转振动是人们研究的主要内容之一,弯曲振动、纵向振动也成为研究的重要内容[2]。
因此,开展轴系多维振动的机理与控制方法的研究既有较高的学术价值,又有明确的工程应用意义。
1 曲轴的振动分析方法由于曲轴的结构和受力情况都比较复杂,在计算曲轴轴系的振动特性时,一般都要将轴系简化为比较简单的力学模型,以便于求解。
早期的曲轴振动研究主要采用离散化方法,并将曲轴振动作为纯扭转振动处理。
目前,多采用H o lzer法、传递矩阵法、有限元法、弹性波法、模态分析法等曲轴振动分析方法,其中传递矩阵法因计算方便快速应用最广,有限元法因计算精度高而受人青睐,弹性波传播法兼具上述两种方法的特点,开始被引入曲轴振动计算[3]。
基于ADAMS的微型摆式内燃机振动特性分析
（ 煤炭科 学研究 总院 太原 研究 院 ， 太原 ０ ００ ） ３ ０６
Ａｎ ｌｓｓ ｏ ｉ ｒ ｔ ｎ ｃ ａ ａ ｔ ｒ ｔ ｓ ｏ ｃ ｏ ｆｅ ｉｔ ｎ ａｙ ｉ ｎ ｖ ｂ ａ ｉ ｈ ｒ ｃ ｅ ｉ ｉ ｆｍｉｒ ｒ ｅ ｐｓ ｏ ｏ Ｓｃ
●
－
一
～
、
Ｊ
Ｏ
Ｆｅ ｕｎ ｙＨｚ ｒｑ ｅ ｃ（ ）
图 ３运动学激振器
２ 建立微 型摆式 内燃机 的振动模 型
Ｔｍｅ ｓｃ ｉ （ｅ ）
２． 建 立微型摆 式 内燃 机的输入 通道 １
图 １微型摆式内燃机在工作过程中受到在水平方向上的激励
－
将图 １ ２中的力作为边彳 振动分析的激振力 ，将激振力施 和 亍
Ｋｅ ｙ ｗｏｒ ： ｂｒ ｔｏ ｃ ｒ ｃ ｅ ｉｔｃ ； ｉｒ ｒ ｅｓ ｎｇ ｐ ｓ ｏ ｅ ｉ ； ｄｓ Ｖｉ ａ ｉ ｎ ｈａ ａ ｔ ｒ ｓｉ ｓ Ｍ ｃ ｏ ｆ ｅ ｗｉ ｉｔ ｎ ｎｇ ｎｅ ＡＤＡＭ Ｓ
中 图分 类 号 ｉＨ１ 文 献标 识码 ： Ｔ ６ Ａ
１ 引言
ｃｔｎ ｃａｉ ｈｃ ａａｅｏｒｍ ｃａｉ ， ｈｃ ０ ｐｅ ｅｔｈ ｒｃｓｅ ｓｕｅｉ ， ｕ ｉ ｍ ｈ ｓ ｗ ｉ ｉ ａ ｒ ｌ ｌ ａ ｍ ｈ ｓ ｗ ｉ Ｃ１ｉ ｌ ｎ ｅｐｏｅｓｓ对 ｑｅｚｎ ｔ ｇｅ ｎ ｍ ｈｓ ｐ ｌ ｇ ｅ ｎ ｍ ｈ ＂ｍ ｍ ｔ ｔ ｇ ｓａｉｇ ｄｃｔｎ ｔｔｅ Ｏｌ ｍ ．ｈ ｕａｐｏｅｓｄｂ ｅｏ７ｒｓ ｏｏｌｇｏ ｐ ａａｃ ．ｕ 一 ｈｐｎ ａ ｕｔｇａ ｈ ｌｅｔ ｅ ｅ ｇｒ ｒｃｓｅ ｔ ｆ， ｔｎｙ ｏｄｉ ａ ｅｒ ｅｂｔ ｎ ｉ Ｓｚ ｉ Ｔ ｓ ｙ ｈ ７ｅ ｉｎ ｎｐ ｎ
ADAMS-Vibration模块在悬置系统振动性能分析中的应用
ADAMS/Vibration模块在悬置系统振动性能分析中的应用作者：Simwe 来源：MSC发布时间：2012-05-04 【收藏】【打印】复制连接【大中小】我来说两句：(2) 逛逛论坛一、动力总成悬置系统的建模1) 动力总成的主要参数a) 动力总成的质量b) 质心位置c) 动力总成的转动惯量、惯性积d) 发动机的参数，如发动机在怠速、最大扭矩、额定转速工况下的转速、输出扭矩等。
2) 悬置系统的主要参数a) 悬置点坐标b) 悬置刚度c) 阻尼d) 安装角度。
图1 动力总成质量特性参数输入图2 ADAMS动力总成悬置系统示意图根据动力总成和悬置系统的质量特性参数、几何特性参数、力学特性参数输入，在ADAMS/view中建立动力总成悬置系统虚拟样机模型。
二、动力总成悬置系统的分析评价悬置系统性能主要从系统的避频、解耦、限位、隔振率等几个方面考察。
分为时域、频域下激励信号输入分析。
1) 悬置系统固有频率分析在ADAMS/Vibration模块下对动力总成悬置系统进行振动模态分析。
图3 模态分析对话框经仿真分析得到动力总成刚体六阶模态固有频率，如下表所示。
表中第二列为系统无阻尼固有频率，它是把系统看作保守系统的前提下得到的，即系统没有阻尼；第三列为系统的阻尼比，也叫相对阻尼系数，即系统阻尼系数与临界阻尼的比值。
图4 模态分析固有频率分布表根据发动机隔振理论，发动机激振频率与系统固有频率之比大于√2，才能起到隔振的效果；不平路面的激励频率是客观存在，一般小于2.5HZ。
2) 悬置系统振动模态能量解耦分析能量解耦法是从能量的角度来解释发动机总成悬置系统的振动解耦。
如果发动机总成悬置系统作某个自由度的振动，而其他自由度是解耦的，那么系统的振动能量只集中在该自由度上。
从能量角度来说，耦合就是沿着某个广义坐标方向的力(力矩)所作的功，转化为系统沿多个广义坐标的动能和势能。
采用能量法解耦的依据是, 当系统在作某个方向的振动而和其它方向解耦时, 则能量只集中于该自由度方向上。
应用Adams分析解决电磁风扇离合器振动
． 扇叶 ２减振法兰盘 ３电磁离合器总成 ． ． 扇 叶安装 在散热 １
６ ，宰第９ Ｍ Ｃ 琨 代 曩 田 件 ４ 『 卿
ｗｗ ｍｃ１ ５ ｏ ｍ ９ ０．ｏ
Ｔ新技术新产品 ｅ ｒ ｄ ｃ ＆ Ｎ ｗ Ｔ ｃ ｎ ｌｇ ｗＰ ｏ ｕｔ ｅ ｅｈ ｏ ｙ ｏ
了导致结 构损坏的 主要原 因，并针 对 问题 的原 因提 出了
解决方案 。
电磁风扇离合器仿真模型建立与计算
１ ． 电磁风扇 离合器仿真模型 的建 立
在Ａ ａ 环境中，建立以减振法兰盘的中心作为坐 ｄ ｍｓ 标原点 ，以电磁风扇离合器转动轴的轴向方向为 轴，
以电磁风扇 离合器的径 向为 轴 ￣ｚ ｌ轴的坐标 系 。根据 电 ： ｌ
在电磁风扇离合器质心位置施加的频率范围为１ ～ １０ 的快速旋转正弦扫描 ，以电磁风扇离合器质心 ０ Ｈｚ 在径向的位移响应作为输出，进行频率扫描分析 ，扫 描后所得频率响应曲线如图３ 所示。由图３ 可知 ，在频 率为３．７ 处频率响应曲线出现峰值，说明原结构在 ３６Ｈｚ
３ ． Ｈ 附 近会 发生共振 ，即表 明当连接减振 法 兰盘的 ３７ｚ ６
在Ａ ａ 中将表２ ｄ ｍｓ 中的减振法兰盘刚度参数赋给模 拟减振法兰盘的衬套，然后进行仿真计算 。得到改进结 构的相应固有频率。对改进结构同样进行频率扫描 分
析，所得频率响应曲线如图４ 所示。由图４ 可知，￣６ｔ Ｏｔ ｚ
处频率响应曲线出现峰值，说明改进结构在外界激励频 率为６ Ｈ ｌ会出现弯曲共振。由于弯曲固有频率提高到 ０ ｚ ｔ ￣
机冷却液很低时，电磁风扇离合器的轴空转，扇叶不转
动。
的理论计算指导，电磁风扇离合器在使用过程中剧烈振
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。
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ADAMS的自行火炮悬挂装置振动分析
图 2 碰撞力中阻尼力曲线
! 仿真实例
本文的仿真路面模型是根据 !"#$%&’()“车辆振 动输入’路面平度表示方法” 中的路面分级标准， 采用 *+, 谐波叠加法构造的随机路面模型 。仿真路面等级为 级路面， 路面平度系数 ! ".#$/： 下限 (&0&， 上限 %1 #)(， 单位 &$’)31 4 3’&5#$6$7&3’&。 几何平均 &) %(2， 在模型中，根据自行火炮的设计说明书及材料的 特性， 扭力轴的刚度系数取为 %&(7&#+%8 ・ 3 4 9:;； 液气
第 !# 卷第 ) 期
振 动 与 冲 击 /012.34 05 *6723860. 3.9 :;0<=
*+,-!# .+-) !"")
基于 393@: 的自行火炮悬挂装置振动分析吴大林摘Fra bibliotek马吉胜
董自卫
（军械工程学院， 石家庄 ")"""Q）
要 在对自行火炮的振动源进行分析的基础上， 利用 393@: （3TE+CBELG 9UVBCLG 3VB,UDLD +W @IGKBVLGB, :UDX
在建立自行火炮虚拟样机模型之前作如下假设： （’） 建立的自行火炮虚拟样机是以行走部分为 主， 不涉及动力部分与传动部分， 通过给主动轮施加一 个运动， 即速度函数， 作为自行火炮行驶的动力输入， 以替代从发动机传来的动力输入； 由于各构件模型都是按照设计尺 （!）在样机中， 寸建立，因此暂时不考虑由于构件磨损引起的振动与 冲击； （Q）对于悬挂装置的建模， 用力学函数描述弹性 零部件如扭力轴、 限制器和减振器所起的减振作用； 不考虑身管的弹性变 （#）把身管当成一个刚体， 形。 在 393@: 平台下，先利用 38* 系统建立一个简 单坦克样机模型， 结合自行火炮的设计图纸， 修改样机 中各个构件的质量特性、 位置坐标及物理持性。某些结 构复杂的零部件可以通过在 MF+ N O.P6.OO2 环境下建 模， 再把其质量特性导入样机模型中， 完善样机模型。 该自行火炮虚拟样机模型分为火力部分与底盘行走部 分。火力部分包含有炮塔、 摇架、 身管、 反后坐装置； 底 盘行走部分特点则是： 双侧履带， 动力轮前置， 且每侧 有 S 个负重轮、 S 个负重轮平衡肘， Q 个托带轮、 ’ 个诱 导轮、 ’ 个诱导轮肘、 ’ 个主动轮、 ’"! 块履带板和 ’ 个 车体。整个自行火炮虚拟样机共由 !## 个刚体组成， 刚 体与刚体之间的相对运动用运动幅定义，整个模型共 有 ’!S& 个运动自由度。建立的自行火炮虚拟样机如图 ’ 所示。
Adams振动分析
图２齿轮箱三维模型图３齿轮箱主要传动部件模型和ＡＤＡＭＳ之间的数据交换。
ＡＤＡＭＳ提供的模型数据交换接口有Ｐａｒａｓｏｌｉｄ，ＳＴＥＰ，ＩＧＥＳ，ＳＡＴ，ＤＸＦ和ＤＷＧ格式，这里把在ＵＧ中建好的模型保存为Ｐａｒａｓｏｌｉｄ格式，其扩展名为半．ｘＪ。
模型导人ＡＤＡＭＳ后添加约束条件（如固定副、旋转副、齿轮副等）和构件属性信息，添加轮毂上的旋转载荷，最后得到ＡＤＡＭＳ的齿轮箱仿真模型如图４所示（隐藏了齿轮箱外壳和行星架等部件）。
一１６—３振动激励第４２卷２０１１年２月ｊ３．１正弦扫频正弦扫频信号定义了定常幅值的正弦函数，在振动激励对话框中定义该信号时，必须给定正弦函数的幅值和初相位。
“∞）＝，同样地，在时域中有：以ｔ）＝Ｆ×［ｃｏｓ（ｔｏｔ＋０）＋ｊｘｓｉｎ（ｔｏｔ＋０）］上两式中：厂（∞）为不平衡质量的力函数；Ｆ为幅值；．八ｚ）为函数的时域形式；∞为角速度；ｆ为时间；口为相位角。
为此以幅值为ｌ、初相位为０的正弦函数作为正弦扫频信号，建立ＡＤＡＭＳ齿轮箱振动模型的第１个输入通道的振动激励。
３．２旋转质量旋转质量激励产生一个频域力，这种激励表示由偏离旋转轴一定距离的旋转质量所产生的力，旋转轴由该振动激励所作用的输入通道确定。
“ｗ）＝ｍｘｗ２ｘｒ式中：∞为频率；ｍ为不平衡质量；ｒ为不平衡质量与旋转轴之间的径向距离。
依此来建立输入轴第２个输入通道上的振动激励。
３－３分析方法对于频响分析，线性模型在频域上可以表示为：ＳＸ（ｓ）＝Ａｘ（ｓ）＋Ｂｕ（ｓ）ＳＹ（ｓ）＝Ｃｘ（ｓ）＋Ｄｕ（ｓ）式中：ｓ为拉氏变量；ＳＸ（ｓ）和ＳＹ（ｓ）为Ｘ及ｙ方向上的振动幅值；戈（ｓ）和ｕ（ｓ）为信号函数；Ａ，曰，Ｃ，Ｄ为系数。
图４齿轮箱振动分析模型750kW风力发电机齿轮箱的振动分析作者：付松， 吴金强， Fu Song， Wu Jinqiang作者单位：新疆大学机械工程学院刊名：工程机械英文刊名：CONSTRUCTION MACHINERY AND EQUIPMENT年，卷(期)：2011,42(2)1.崔宁博设备诊断技术--振动分析及其应用 19882.李增刚ADAMS入门详解与实例 20043.陈立平;张云清机械系统动力学分析及ADAMS应用教程 20054.丁玉美数字信号处理 20025.尹炼;刘文洲风力发电 20026.宫靖远;贺德馨风电场工程技术手册 20067.应怀樵现代振动与噪声技术 20098.丁康;李魏华;朱小勇齿轮及齿轮箱故障诊断实用技术 2005本文链接：/Periodical_gcjx201102005.aspx。
ADAMS-Vibration-振动分析模块教程PPT课件
Good vibration characteristics are purchase motivator and improve customer satisfaction
Need good way to measure design
Optimum NVH often conflicts with other attributes such as durability or vehicle dynamic
performance
Need way to balance competing requirements
Significant effort spent to understand and quantify customer NVH requirements into
objective terms and define specific tests
System eigenvalues shift according to
Panel deployment angle Locking condition Contact condition Actual spring rates
This shift affects attitude control margin, pointing jitter magnitude, and structural loading conditions
1 Take your system to different operating points to analyze vibratory behavior (without having to create new models)
2 Include effects of hydraulics, controls, and other subsystems on vibration characteristics
ADAMS-Vibration-振动分析模块教程
Significant effort spent to understand and quantify customer NVH requirements into objective terms and define specific tests relating to customer events
How Does It Work? Simplified/Unified Approach
Solution
Input
Motion or Vibration Simulation Process
Post-Processing
Time or Frequency Domain
Inputs
Plots, Animation, Tables, other time and frequency data
3 Analyze system modes including attachment and other nonlinear characteristics
Analyze Vibratory Behavior in Different Configurations
Satellite Example:
industryeffortsandmetrics?goodvibrationcharacteristicsarepurchasemotivatorandimprovecustomersatisfaction?needgoodwaytomeasuredesign?optimumnvhoftenconflictswithotherattributessuchasdurabilityorvehicledynamicperformance?needwaytobalancecompetingrequirements?significanteffortspenttounderstandandquantifycustomernvhrequirementsintoobjectivetermsanddefinespecifictestsrelatingtocustomerevents?currentmethodsareexpensiveindustryeffortsandmetrics?nvhinvolvesbothobjectiveandsubjectivedevelopment?partofprocesscanbequantifiedwithanalyticaltools?suppliersmusttunetheirsystemscomponentsrightthefirsttimetoprototypevehicleorelsetheyareresponsiblefornvhresolution?needwaytostudysystem?issuesoftendiscoveredlateinprototypedevelopmentresultinmoneyandtimeloss?valueindesigningrightwaytheneed?awaytostudysystemlevelvibrationsthesamewayyoucannowstudysystemlevelmotionproblems?
最新ADAMS-Vibration-振动分析模块教程课件ppt
2 Include effects of hydraulics, controls, and other subsystems on vibration characteristics
Analyze Vibratory Behavior in Different Configurations
Railcar Example:
System eigenvalues shift according to
Equivalent conicity Suspension stiffnesses Damper characteristics
ADAMS/Vibration Walk-Through
How Does It Work? Sபைடு நூலகம்mplified/Unified Approach
Solution
Input
Motion or Vibration Simulation Process
Post-Processing
Time or Frequency Domain
Inputs
Plots, Animation, Tables, other time and frequency data
Part of process can be quantified with analytical tools
Suppliers must “tune” their systems/components (right the first time) to prototype vehicle or else they are responsible for NVH resolution
基于ADAMS的汽车悬架的振动分析
基于ADAMS的汽车悬架的振动分析
万茂林;张光慧;郭明
【期刊名称】《汽车零部件》
【年(卷),期】2012(000)008
【摘要】汽车在使用一段时间后,由于各种原因,车轮会失去动态平衡,汽车在车轮不平衡的状态下行驶,对汽车悬架有较大影响.通过在ADAMS中建立双横臂独立悬架的模型,对悬架进行振动分析,分析悬架在自由状态和在轮胎不平衡状态下的振动情况.
【总页数】3页(P82-83,85)
【作者】万茂林;张光慧;郭明
【作者单位】武汉理工大学汽车工程学院,湖北武汉430070;合肥工业大学机械与汽车工程学院,安徽合肥230009;武汉理工大学汽车工程学院,湖北武汉430070【正文语种】中文
【相关文献】
1.基于Adams/Car动力学仿真的电动汽车悬架控制臂分析与改进 [J], 陈越;路春光;于玉真;刘佳鑫
2.基于Adams/Car动力学仿真的电动汽车悬架控制臂分析与改进 [J], 陈越;路春光;于玉真;刘佳鑫;
3.基于ADAMS的麦弗逊汽车悬架仿真分析与优化 [J], 蔡晓枫;代宣军
4.基于SolidWorks/ADAMS的汽车悬架设计与仿真分析 [J], 蒋尊义; 唐笑影; 杜天德; 刘畅; 胡辰
5.基于SolidWorks/ADAMS的汽车悬架设计与仿真分析 [J], 蒋尊义; 唐笑影; 杜天德; 刘畅; 胡辰
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
1.问题描述
研究太阳能板展开前和卫星或火箭分离前卫星的运行。
研究其发射振动环境及其对卫星各部件的影响。
2.待解决的问题
在发射过程中，运载火箭给敏感部分航天器部件以高载荷。
每个航天器部件和子系统必学设计成能够承受这些高载荷。
这就会带来附加的质量，花费高、降低整体性能。
更好的选择是设计运载火箭适配器（launch vehicle adapter）结构。
这部分，将设计一个（launch vehicle adapter）的隔离mount，以在有效频率范围降低发射震动传到敏感部件的部分。
关心的敏感部件在太阳能板上，对70-100HZ的输入很敏感，尤其是垂直于板方向的。
三个bushings将launch vehicle adapter和火箭连接起来。
Bushing的刚度和阻尼影响70-100HZ范围传递的震动载荷。
所以设计问题如下：
找到运载火箭适配器系统理想刚度和阻尼从而达到以下目的：
传到航天器的垂直加速度不被放大；
70-100HZ传递的水平加速度最小。
3.将要学习的
Step1——build：在adams中已存在的模型上添加输入通道和振动执行器来时系统振动，添加输出通道测量响应。
Step2——test:定义输入范围并运行一个振动分析来获得自由和强迫振动响应。
Step3——review：对自由振动观察模态振型和瞬态响应，对强迫振动，观察整体响应动画，传递函数。
Step4——improve：在横向添加力并检查传递加速度，改变bushing的刚度阻尼并将结果作比较。
添加频域测量供后续设计研究和优化使用。
需创建的东西：振动执行器、输入通道、输出通道
完全非线性模型
打开模型在install dir/vibration/examples/tutorial satellite 文件夹下可将其复制到工作木录。
加载Adams/vibration模块：Tools/ plugin Manager.
仿真卫星模型：仿真看其是否工作正常，仿真之前关掉重力，这个仿真太阳能板在太空中的位置。
关掉重力：Settings—— Gravity ；
仿真：tool面板——simulation ，设置仿真时间是15s，步长为500；点击，将停在仿真后mode
返回最初的模型状态：点击，把重力打开，这时模型回到振动分析准确的发射状态。
创建输入通道：payload adapter中心创建两个输入通道（全局x和y方向）并为其创建振动执行器。
输入通道给系统提供通道，可以用来：plot频率响应，使用振动执行器
（加载力、位移、速度、加速度）驱动系统。
当以PSD形式输入时一个典型的设计可能需要输入加速度水平是 g2/Hz，
我们将采用一个等效力normalized to a value of 1的输入，因为我
们只对不同频率的相对加速度感兴趣。
2个振动执行器，输入正弦波，相互垂直x和y方向。
第三个振动执行器将添加一个y方向1g的垂直加速度。
最后检查振动
执行器。
创建输入通道和振动执行器：
vibration—build—input channel
创建输出通道：输出端口
Vibration—— Build—— Output Channel—— New.
4.测试模型
创建运行振动分析
强迫振动给模型设置振动参考配置，当你创建振动分析时，Adams制定输入和输出位置。
这些位置在运行振动时被使用。
在强迫振动分析前自动进行自由振动分析。
5.评估模型
采用Adams/postprocessor研究分析得到的数据
5.1查看表格结果
Vibration——review——display eigenvalue table
若有不稳定的值会高亮显示，表中都是稳定的。
5.2To view the table of modal coordinates:
Vibration—— Review——Display Modal Info Table.
激励下的modal coordinates
显示16阶模态被该频率下y方向的力激发的震动大小。