sind 4 Simulationsläufe mit unterschiedlichen Frequenzbändern nicht
etwas unsinnig hier? Ich kann drei Bänder erkennen, ein viertes müsste
ich über die Aufsplittung des oberen machen.
Ich sehe nicht, dass der erste, vorgegebenene Lauf von 300 bis 320 Hz eins der von Dir mutmaßlich als solche erkannten drei Bänder (vollständig) abdeckt.
Genaugenommen sagt die Vorgabe zum ersten Lauf zwar, dass die folgenden Voreinstellungen anzupassen seien. Das kann aber auch meinen, dass die Defaultwerte der folgenden Kategorien angepasst werden sollen. Mögliche Missverständnisse sind eingeebnet, indem insgesamt vier Durchläufe angefordert werden.
Du kannst in dem Header der Liste die Sortierreihenfolge einstellen. Per default wird nach “Assigned” sortiert, deswegen springt der ausgewählte Wert an den Anfang. Wenn Du auf “Name” klickst, bleibt die Liste nach Namen sortiert und die Reihenfolge ändert sicht nicht.
Hab mich auch darüber gewundert.
Dass die Schritt-für-Schritt-Anleitung das Ergebnis nicht vorwegnimmt, finde ich gut. Mein Ergebnis ist mir allerdings nicht plausibel. Ich habe zwar die Simulation etwas anders designt, nämlich ohne den ‘sieht man sofort’-Ansatz, der die Kontakte _2 zu einem gemeinsamen Contact zusammenfasst, sehe aber auch nicht, wo ich die Kontakte falsch gesetzt hätte. Meiner Geduld beim Suchen des mutmaßlichen Fehlers wäre zuträglich, wenn ich wüsste, dass nicht nur meine Plausibilitätserwartung falsch ist.
heißt das, die Frequenzanalyse haben wir nur gemacht, damit wir Frequenzbänder abschätzen konnten? Hatte das als prozesstechnische Voraussetzung für die harmonische Analyse verstanden, aber jetzt sind die ja gar nicht verknüpft.
Hallo,
ich kann mir vorstellen warum die Rechnung mit den exakten Frequenzen abbricht.
Ein System in seiner Eigenfrequenz anzuregen führt über kurz oder lang zu sehr großen Verformungen, abhängig von der Dämpfung.
Es kann sein, das die Rechnung zu große Zahlenwerte produziert bei den exakten Eigenfrquenzen und dann das Programm abstürzt.
Mit einem Frequenzbereich den man stückchenweise abgeht und dabei nur nahe den Eigenfrequenzen ist, zeigt wie anfällig die Struktur ist, wenn man sich den Eigenfrequenzen nähert. Muss man den Frequenzbereich weiträumig meiden (oder schnell passieren) da die Antwort des Systems durch z.B. geringe Materialdämpfung oder strukturelle Dämpfung die gewünschte Funktion stört oder sogar die Struktur schädigt.
Zum Beispiel kann die Erregung der Reifen beim Auto fahren ein Klappern hervorrufen. Dies allerdings nur bei sagen wir 45 km/h. Schön wäre es die 45 km/h nie zu fahren oder möglichst schnell den Bereich zu verlassen und dann schneller als 50 km/h bleiben. Ist das System zu empfindlich in dem Geschw.Bereich, so kann es passieren das ich nicht schnell genug die 45 km/h überwinden kann ohne Schaden zu verursachen. Dann sollte man die Konstruktion ändern.
danke an @Toby für die Hilfe. Ich habe deine Simulation auch kopiert und direkt mit “Swap entities” geändert. Kannst Du mir nochmal einen Invite-Link zu deinem Projekt schicken? Dann kann ich das nochmal prüfen, aber in meinem Projekt kann ich es leider nicht reproduzieren.
Mit der Listensortierung gib ich Dir absolut recht. Das ist nicht intuitiv. Update ist unterwegs, dauert aber noch etwas, da wir bei der Entitätszuweisung gleich mehrere Unklarheiten beseitigen wollen.
Eine Frage zum Hintergrund der Simulation:
Gibt es nach der Berechnung der Eigenmoden Anhaltspunkte wie diese Moden aussehen? Wir haben, wenn ich das richtig verstanden habe, eine peridische Kraft an die obere Seitenfläche des Verbindungsstücks angelegt (obwohl wir die Löcher in den Randbedingungen als unbeweglich definiert haben), das bedeutet wir betrachten hier nur Biegeschwingungen in der x-z-Ebene (durch den Druckkopfschlitten), aber prinzipiell müssten ja auch Biegeschwinungen der Gewindestanden in y-Richtung, translatorische Schwingungen unter Deformation des oberern ABS-Teils usw. möglich sein.
Sind die Frequenzen, bei denen Schwingungen auftreten, (gering) dämpfungsabhängig?
Die angezeigte Belastung (displacement, velocity) ist bei meiner Simulation nicht komplett symetrisch. Ist das eine normale Ungenauigkeit der Finite-Element-Methode oder ein Anzeichen für einen Fehler bei den Simulationseinstellungen?
sorry ich hab den Swap button noch einmal getestet. Ich kann das Problem jetzt reproduzieren. Wir werden das fixen. Danke für den Hinweis und tut mir Leid für die Unannehmlichkeiten.
der Grund hierfür liegt in der Funktionsweise des Filters:
Der WrapByVector-Filter zeigt bei einem Skalierungsfaktor von 1 die exakte “Geometrie” des verformten Köpers an. Da die maximale Verformung bei 1.99E-7 m liegt ist kein Unterschied sichtbar. Durch das erhöhen des Skalierungsfaktors werden die Knoten dementsprechend stärker verschoben.
Ich hoffe, dass meine Erklärung nachvollziehbar war. Ansonsten nochmal nachfragen
Gruß,
eigentlich dürfte das Trennen des gemeinsamen Kontaktes keine Probleme verursachen. Am besten postest du den Link ins Forum, dann können wir uns das anschauen.
wir brauchzen die Frequenzanalyse um die Frequenzbänder bzw. die Eigenfrequenzen abschätzen zu können. Die Verknüpfung erstellen wir in diesem Fall “manuell”.
Die Schrittweite der Modelanalyse hängt natürlich von vielen weiteren Faktoren ab. In erster Linie von der Größe des zu untersuchenden Frequenzbandes. Wir haben eine relativ grobe Schritteweite genommen um die Rechenzeit (also eure “Wartezeit”) zu minimieren.
In der “Praxis” würde man, wie von die vorgeschlagen, erst “grob” simulieren und die interesannten Fälle genauer untersuchen.
Ich arbeit in der Informatik und alles was mühsam ist, versuchen wir zu automatisieren / scripten. Bei den Kontakten sehe ich ein großes Verbesserungspotential.
Vorschlag 1 wäre, dass die Daten aus dem Knoten “Contacts” per CSV exportiert und wieder importiert werden können. Somit wäre eine Wiedeverwendung der Daten und der investierten Zeit gegeben. Vorschlag 2 wäre, einen Zweig zu duplizieren und danach die nötigen Änderungen in der Kopie z.B. per rotes Kreuz anzuzeigen, die durch die neue Auswahl nicht mehr “valide” sind.
PS:
Habe die Hausaufgabe abgebrochen, da mir die investierte Zeit (Doppelarbeit) zu groß ist.
Und meine Zeit ist Freizeit und keine bezahlte Arbeitszeit
Ich bekomme bei den harmonischen Simulationsversuchen immer einen Error und im EventLog steht leider nur folgendes:
Mesh bounding box diagonal length: 0.552321
Hallo @jpietras,
bei dir liegt ein ähnliches Problem vor. Bei der Randbedingung Holes wurden alle Freiheitsgrade auf unconstrained anstatt auf prescribed gestellt:
Somit wurden diese Bereiche komplett frei gelassen anstatt fest eingespannt zu sein und dem entsprechend erhältst du sehr viel niedrigere Eigenfrequenzen. Wenn hier alle Freiheitsgrade festgehalten werden sollte das Ergebnis passen.
wie im Webinar versprochen findet ihr untenstehend die Antworten von @rszoeke auf eure Fragen:
Wann können Contacts zusammengefasst werden und wann müssen sie getrennt werden (Vgl. Contact_3_0 und Contact_3_2 im Tutorial)?
Numerisch: möglichst viele einzelne Kontakte definieren. Pro zusammenhängender Slave Zone einen. Manchmal machen auch mehr Sinn.
Außerdem: Kontakte zwischen Knoten/Elementen einer
Slave Zone werden nicht erkannt, nur jeweils zwischen einem Slave Knoten
und einem Master Element.
Meist wird ein Kontakt für jede zusammenhängende
Kontaktzone auf der Slave Seite definiert.
Der Grund ist meist der, dass die Kontaktparameter (Reibung, Penalty Parameter,…) nur einmal pro Kontaktzone definiert werden können und man sich so die größte Flexibilität bei der Parameterwahl behält.
Manchmal macht es auch Sinn mehrere unzusammenhängende Kontaktbereiche in einer Kontaktdefinition zu bündeln. Dies ist beispielsweise dann sinnvoll wenn sich zwei Körper an sehr vielen, ähnlich beschaffenen Kontaktstellen berühren.
Sinnvoll ist es jedoch meist nicht einen Kontakt zwischen verschiedenen Slave Objekten und einem Master in einen Kontakt zu bündeln, da hier möglicherweise Verschiedene Kontaktparameter sinnvoll sind.
Was hat’s denn mit Displacement (real) und (imag) auf sich?
Grundsätzlich: Wenn keine Dämpung vorhanden ist,
gibt es keinen imaginären Anteil an der Verschiebung
Was ist eine harmonische Analyse? → Wir sind intressiert an der Antwort des Systems (zb. Bauteil) unter periodischer, sinusförmiger Anregung mit konstanter Frequenz.
Als Ergebnis der Harmonischen Analyse erhalten wir den Zustand des Sytems zu einem bestimmten Phasenwinkel während der periodischen Anregung. Meist zum Zeitpunkt phi = 0 ( bzw. allen weiteren zeitpunkten +2pi*k)
Wenn Dämpfung aktiv ist, dann können Anregung und Systemantwort zeitlich verschoben stattfinden. In einer Harmonischen Analyse macht sich das (aufgrund der angewendeten Methode) in einer Phasenverschiebung bemerkbar. Das führt dazu dass an einem Ort in der die Antwort um den Winkel phi (= entspricht Zeitverschiebung) verzögert ist, auch komplexe Verschiebungen Auftreten.
Ist Beispielsweise die Antwort an einem Punkt um 180 Grad verzögert, also gegenphasig zur Anregung, ist and diesem Punkt der Realteil der Verschiebung Null, und die imaginäre Verschiebung maximal.
Warum bricht die Harmonic Analysis ab, wenn man die exakten Eigenfrequenzen untersucht?
Dies ist nur dann der Fall wenn keine Dämpfung vorhanden ist.
Eigenfrequenzen sind auch die Resonanzfrequenzen eines Systems. Wenn diese mit einer gleichgerichteten Kraft an einem Schwingenden Punkt angeregt werden, wird die Schwingung dadurch verstärkt. Ist keine Dämpfung vorhanden kann keine Energie in Form von Wärme, Schall oder Ähnlichem das System verlassen und die Energie steigt stetig an.
Da die harmonische Analyse die Antwort des Systems bei einer unendlich langen periodischen Anregung beschreibt, erhalten wir im Falle einer Anregung an den exakten Eigenfrequenzen eine unendlich große Verschiebung, was numerisch zu einer Singularität führt und den Löser abbrechen lässt.
Sind die Frequenzen, bei denen Schwingungen auftreten, (gering) dämpfungsabhängig?
Ja. Je größer die Dämpfung, desto niedriger die Resonanzfrequenzen. Bis zum Grenzfall der Überkritischen Dämpfung bei dem keine Resonanz auftritt. Für Materialien mit geringer Dämpfung wie Stahl, ist der Einfluss der Dämpfung auf die Resonanzfrequenzen jedoch gering.
Die angezeigte Belastung (displacement, velocity) ist bei meiner Simulation nicht komplett symmetrisch. Ist das eine normale Ungenauigkeit der Finite-Element-Methode oder ein Anzeichen für einen Fehler bei den Simulationseinstellungen?
Wenn die Geometrie und die Randbedingungen symmetrisch sind, sollte auch das Ergebnis symmetrisch sein. Meist liegt das problem im Netz. Der Vernetzer achtet nicht auf symmetrie und so können bei einem recht groben Netz mit linearen Elementen Asymmetrien aufgrund des Netzes auftreten.
Die ist auf jeden Fall ein Hinweis darauf das die Netzqualität nicht ausreichend ist, da das Ergebnis offensichtlich vom gewählten Netz abhängt.
Grundsätzlich sollte bei jeder ernsthaften Simulation die Unabhängigkeit der Ergebnisse von der speziellen Diskretisierung sichergestellt werden (praktisch ist das nicht immer leicht zu realisieren).
Außerdem gibt es auch hier, wie bei allen numerischen Methoden eine praktische Grenze für die Genauigkeit. Wenn z.B. 3 Eigenmoden die eigentlich bei exakt der selben Eigenfrequenz von ca. 250Hz auftreten sollten, man jedoch 3 verschiedene Werte mit ca 0.5Hz Abweichung untereinander erhält, würde man diese Abweichung in den meisten Fällen für vernachlässigbar halten. Da der absolute Fehler der 3 Frequenzen höchstwahrscheinlich über 1Hz liegt.
Was ist der Unterschied zwischen Cauchy-Stress, von-Mises-Stress etc.?
Der Cauchy Stress bildet einem kompletten dreidimensionalen Spannungszustand ab. Das ist sozusagen die kompletteste Darstellung der Spannungen eines Bauteils.
Andererseits wird der komplette Spannungszustand durch 6 unabhängige Werte definiert, die nur schwer visualisierbar und greifbar sind.
Für viele Materialien und Anwendungen wurden jedoch reduzierte Beschreibungen des Spannungszustandes entwickelt, die je nach Materialverhalten ein Versagenskriterium für das spezielle Materialmodell in einem äquivalenten 1-Dimensionalen Spannungszustand beschreiben.
Für duktile Materialien (wie Metalle und viele Kunststoffe) wird meist das von-Mises Spannung Kriterium verwendet. Es reduziert einen komplexen 3-dimensionalen Spannungszustand zu einer einfachen skalaren Größe die ausreicht um den Spannungszustand zu beurteilen. (Beispielsweise plastische Verformungen ab einer von Mises Spannung von X Mpa (Fließgrenze), oder Bruch des Materials über Y Mpa (Bruchgrenze).
oder möglichst schnell den Bereich zu verlassen und dann schneller als 50 km/h bleiben. Ist das System zu empfindlich in dem Geschw.Bereich, so kann es passieren das ich nicht schnell genug die 45 km/h überwinden kann ohne Schaden zu verursachen. Dann sollte man die Konstruktion ändern.
… super … DANKE für die schnelle Antwort!