• Análisis Dinámico Avanzado con FEMAP y Simcenter Nastran-I: Modal Frequency Response (SOL111)

La intención de este POST es enseñar porqué a menudo un simple Análisis Estático Lineal (SOL101) con FEMAP y Simcenter Nastran no basta para validar un diseño, siendo necesario realizar Análisis Dinámicos Avanzados de respuesta en el dominio del tiempo y/o de la frecuencia para obtener una visión más global y completa del comportamiento estructural del diseño.

La pieza en cuestión es un SOPORTE de chapa de acero inoxidable de espesor 4 mm que lleva adosado un motor de 20 kg de peso que se mallará como un elemento masa concentrada CONM2 colocado en el Centro de Gravedad (CdG) del motor y conectado al soporte mediante un SPIDER con un elemento rígido RBE3. La condición de diseño es que el desplazamiento máximo admisible en el CdG del motor sea MENOR de 1 mm.

 

1.- Análisis Estático Lineal (SOL101)

La siguiente animación muestra la secuencia de preparación del modelo de Elementos Finitos del Soporte:

  1. Importar la geometría sólida a partir de un fichero CAD 3D en formato Parasolid (*.X_T).
  2. Creación de la superficie media para mallar con elementos Shell.
  3. Preparación de la geometría dividiendo las superficies en regiones regulares para conseguir un mallado de excelente calidad a base de elementos 2-D Shell CQUAD4, con CERO TRIÁNGULOS.
  4. Y finalmente mallar las superficies usando el MESHING TOOLBOX.

Calidad de la Malla

La malla plana 2-D así obtenida tiene una excelente calidad (Jacobiano < 0.55), y no incluye ningún triángulo!!. Es importante invertir tiempo en aprender a manejar las potentes herramientas que ofrece FEMAP para trabajar la geometría y poder así generar mallas 2-D perfectas, de esta forma serás más productivo y podrás sacar partido más rápido de las técnicas de mallado avanzadas de FEMAP con el MESHING TOOLBOX.

La clave: partir, partir, partir superficies!. En el MESHING TOOLBOX > GEOMETRY EDITING tienes numerosos órdenes como POINT-TO-POINT, POINT-TO-EDGE, EDGE-TO-EDGE, SLICE, etc.. que son herramientas interactivas muy potentes (pero muy fáciles de usar) para preparar la geometría creando regiones regulares donde usar MAPPED MESH para crear mallas estructuradas de excelente calidad.

Representación del Motor

Se ha creado un elemento CONM2 de masa concentrada con su nodo colocado en el CdG del motor para representar la masa del motor M = 0.02 Tons = 20 kg (utilizaremos siempre el sistema de unidades internacional modificado: cargas en N, longitud en mm, masa en Toneladas, densidad en Tons/mm3, y tensiones & presión en MPa). Este nodo a su vez se une al SOPORTE mediante un elemento rígido RBE3, activando únicamente los GDL de traslación en los nodos independientes, este detalle es importante.

Condiciones de Contorno

Se ha creado un elemento rígido RBE2 seleccionando todos los nodos de los cuatro agujeros que sirven para sujetar el SOPORTE a una base rígida desactivando los grados de libertad (GdL) de rotación correspondientes a los nodos DEPENDIENTES de los agujeros. En el nodo INDEPENDIENTE del centro del SPIDER RBE2 se ha prescrito la condición de empotramiento TX=TY=TZ=RX=RY=RZ=0.

Se ha optado por crear un SPIDER RBE2 usando como nodos DEPENDIENTES todos los nodos de los 4 agujeros para aplicar posteriormente de forma fácil la excitación dinámica de aceleración de la base (ENFORCED MOTION ACCELERATION) en el nodo central INDEPENDIENTE del elemento RBE2. Este planteamiento no permite obtener los esfuerzos en los tornillos ya que se han ignorado (el objetivo aquí es estudiar el SOPORTE), pero si fuera de interés obtener los esfuerzos locales para dimensionar los tornillos esto es perfectamente posible, simplemente se deben crear SPIDER RBE2 locales en cada agujero y a su vez unir todos los nodos del centro del agujero con un RBE2 global. Para obtener todos los esfuerzos en los tornillos se debe incluir un elemento CBUSH colocado entre ambos elementos RBE2 (usar MESH > CONNECT > UNZIP), con los dos nodos coincidentes colocados en el centro de cada tornillo: un nodo del CBUSH va al nodo independiente del RBE2 de cada agujero, y el otro al nodo dependiente del RBE2 global.
(Nota: En caso de que la excitación no sea un movimiento de aceleración o desplazamiento de la base sino una excitación forzada, por supuesto, no es necesario crear el spider central).

Carga de Gravedad

Usando la orden MODEL > LOAD > BODY creamos el caso de carga de gravedad aplicando al modelo completo una aceleración AZ = -1g de valor 9.81 m/s^2 (redondeando AZ=-10e3 mm/s^2).

Postprocesado de Resultados

Tras ejecutar el análisis estático lineal podemos ver que el resultado de desplazamiento máximo se localiza en el nodo CdG del motor (nodo#2) de valor URES=0.382 mm (TZ=-0.375mm), mucho menor que la limitación máxima requerida de 1 mm.

Resumen de resultados del Análisis Estático Lineal (SOL101)

También podemos comprobar que la reacción vertical RFZ=+209 N está en equilibrio con el peso del conjunto “SOPORTE de Acero de espesor 4 mm + MOTOR de 20 kg“, en total = 0.0209055 Tons = 20.9055 kg.

Resumen del Sumatorio de Masa Total

Y por último vemos que las tensiones de vonMises en el SOPORTE a nivel estructural no son elevadas para el caso de carga de peso propio AZ=-1g, la máxima tensión nodal de vonMises ronda los 130 MPa, muy por debajo de los 700 MPa de límite elástico del material. Por lo tanto, aparentemente, en lo que respecta al análisis estático lineal, el diseño del soporte cumple de forma holgada con los requisitos mínimos establecidos, tanto en desplazamiento como en tensión.

Sin embargo, como es probable que exista una carga de excitación de la base, es necesario realizar un análisis adicional del comportamiento dinámico del SOPORTE. Estudiaremos el comportamiento estructural del SOPORTE desde el punto vista dinámico, ejecutando un análisis de frecuencias y modos de vibración, así como análisis dinámico avanzado modal de respuesta en el dominio de la frecuencia como modal transitorio en el dominio del tiempo.

 

2.- Normal Modes/Eigenvalue (SOL103)

Un análisis de frecuencias naturales y modos de vibración con Simcenter Nastran (SOL103) proporciona información muy valiosa sobre el comportamiento dinámico de cualquier estructura y es un análisis obligado para cualquier investigación del comportamiento dinámico de una estructura ya que cualquier análisis dinámico avanzado se basa en el método de superposición modal, utiliza los mismos modos propios calculados mediante un análisis modal (SOL103).

Hay muchas razones por las cuales se debe realizar un análisis modal de una estructura. Una razón es conocer la interacción dinámica entre un componente y la estructura base. En muchos casos un simple análisis modal de la estructura nos va a proporcionar suficiente información para tomar decisiones de diseño importantes. Por ejemplo, en el diseño de la estructura base de un ventilador industrial se requiere que la frecuencia natural de la estructura base tenga una frecuencia natural menor del 85% o mayor del 110% de la velocidad de giro del ventilador para evitar problemas de resonancia (ruido y vibraciones). O por ejemplo conocer si la frecuencia de rotación de un ventilador amarrado al suelo de un edificio está muy cerca o lejos de alguna de las frecuencias naturales de vibración del edificio. Si las frecuencias coinciden el daño o fallo estructural del ventilador está asegurado!!. En estos casos detalles tales como el cálculo de desplazamientos o las tensiones no son necesarios de cara a evaluar la idoneidad del diseño.

También es importante realizar un análisis modal de cara al posterior análisis dinámico avanzado (análisis modal transitorio, respuesta en frecuencias, análisis de espectros de respuesta, vibraciones aleatorias, etc..) ya que sus resultados se basan en el análisis de frecuencias naturales, donde podremos conocer las frecuencias de los modos de vibración más importantes y usar esta información para seleccionar el tamaño del incremento de tiempo o valores concretos de frecuencia para realizar el análisis dinámico avanzado y obtener resultados correctos.

Los resultados del análisis dinámico muchas veces se comparan con los resultados del ensayo físico en el banco de pruebas. Pues bien, un análisis modal puede usarse como guía para el ensayo experimental. En la planificación del ensayo físico, un análisis modal puede servir para indicar la mejor posición donde colocar acelerómetros. Y tras el ensayo físico se puede utilizar un análisis modal para correlar los resultados del banco de pruebas con los resultados del Análisis por Elementos Finitos.

De igual manera, los cambios de diseño se pueden evaluar usando las frecuencias naturales y modos de vibración. Por ejemplo, se puede estimar si una modificación del diseño causa un incremento de la respuesta dinámica simplemente viendo si la frecuencia aumenta o disminuye. Y la enorme utilidad de disponer de resultados de Energía de Deformación a partir de un Análisis Modal como guía para localizar las zonas a modificar para aumentar la rigidez de la estructura. El análisis modal siempre ofrece valiosas ayudas, de una forma rápida y eficiente, sólo hay que saber leer lo que aparece en pantalla.

En resumen, que hay muchas razones para calcular las frecuencias naturales y modos de vibración de una estructura, siendo además básico y obligatorio su uso cuando se trata de resolver problemas avanzados de respuesta dinámica, como es nuestro caso.

Un resumen de los resultados obtenidos mediante el análisis estático lineal anterior es el siguiente:

  • δmax = 0.382 mm (TZ=-0.375mm)
  • σmax = 130 MPa
  • σlimit = 700 MPa

Definición del Análisis Modal

Seleccionamos el tipo de análisis 2..Normal Modes/Eigenvalue y el solver 36..Simcenter Nastran para ejecutar el análisis de frecuencias y modos de vibración (SOL103):

Participación Modal de la Masa

En un análisis de frecuencias naturales y modos de vibración es crítico conocer la fracción de masa modal efectiva y la suma de masa modal acumulada modo a modo, ya que este detalle tan importante nos permitirá saber cuántos modos deberemos incluir en cualquier análisis dinámico avanzado modal posterior, sea tanto en el dominio del tiempo como de la frecuencia.

Con el comando MEFFMASS de Simcenter NASTRAN activamos la petición de cálculo de la masa efectiva modal, factores de participación, y las fracciones de la masa efectiva modal como parte del análisis de frecuencias y modos de vibración (SOL103). La masa efectiva se calcula respecto a un nodo de referencia, el valor por defecto es el origen del sistema de coordenadas. FEMAP crea automáticamente las funciones X-Y de masa modal.

En el MODAL XYPlot recomiendo activar SUMMARY y MODAL EFFECTIVE MASS FRACTION. FEMAP escribe lo siguiente en el fichero de entrada de Simcenter Nastran:

MEFFMASS(PLOT,GRID=0,FRACSUM,SUMMARY) = YES

  • SUMMARY solicita el cálculo de la Fracción de Masa Efectiva Total (es decir, los elementos de la diagonal principal de la Matriz de Masa Efectiva Modal dividido por la Matriz de Masa de Cuerpo Rígido), Matriz de Masa Efectiva Modal, y la Matriz de Masa de Cuerpo Rígido.
  • FRACSUM solicita el cálculo de la Fracción de Masa Efectiva Modal. Corresponde a la Matriz de Masa Generalizada (términos de la diagonal) multiplicado por la Masa Efectiva Modal y dividido por la Matriz de Masa de Cuerpo Rígido (términos de la diagonal).

Postprocesado de Resultados

Tras ejecutar el cálculo de frecuencias naturales con Simcenter Nastran (SOL103) FEMAP crea las siguientes funciones de fracción y suma de masa modal que podemos visualizar con CHARTING.

Funciones generadas automáticamente en FEMAP

En la siguiente gráfica X-Y tenemos la SUMA DE MASA MODAL EFECTIVA por cada modo de vibración. Se aprecia que con el cálculo de los 10 primeros modos capturamos casi el 100% de la masa total del modelo, lo que significa que los resultados de cualquier análisis dinámico avanzado usando el método modal normal incluyendo los 10 primeros modos de vibración conducirán a una solución razonable y correcta de la respuesta dinámica de la estructura.

La gráfica X-Y muestra claramente que la suma de masa modal capturada con el primer modo de vibración en la dirección vertical del eje Z se eleva hasta el 88%, y que prácticamente con los 3 primeros modos de vibración ya tenemos capturada más del 90% de la masa modal en las tres direcciones principales.

En la siguiente gráfica X-Y tenemos la distribución de la FRACCIÓN DE MASA MODAL EFECTIVA por cada modo y en cada dirección. En efecto, con los 3 primeros modos ya hemos capturado prácticamente toda la masa modal del sistema, ya no queda mucho donde “rascar”.

Animación de los Modos de Vibración

El Modo#1 corresponde a la frecuencia fundamental de la estructura, es el modo de máxima energía por tanto el más importante. Es un modo de flexión a 25.3 Hz en la dirección del eje Z.

Resultados del Análisis de Frecuencias

El Modo#2 corresponde a un modo ortogonal de flexión a 33 Hz en la dirección del eje X.

El Modo#3 corresponde a un modo de flexión a 40.8 Hz en la dirección del eje Y.

Strain Energy

La Energía de Deformación (Strain Energy) es un resultado elemental disponible tras ejecutar un Cálculo de Frecuencias con Simcenter Nastran (SOL103). Es un dato muy útil de cara a obtener grandes ganancias de rigidez estructural con mínimos cambios de diseño ya que nos ayuda a localizar áreas del modelo que cambiando localmente su espesor o dimensiones de la sección transversal redunda en un aumento brutal de la rigidez de la estructura y reducción de la deformada.

La Energía de Deformación es básicamente la energía elástica almacenada en un elemento. Por ejemplo, si fijamos un muelle por un extremo y tiramos del extremo opuesto la gráfica de Fuerza vs. Desplazamiento que obtendremos será similar a la figura siguiente, siempre que estemos en régimen lineal de pequeños desplazamientos. Pues bien, el área bajo la curva se denomina Energía de Deformación Unitaria.

Curva de Carga vs. Desplazamiento

Aplicado a nuestro caso podemos ver en la siguiente imagen el Porcentaje de Energía de Deformación del SOPORTE para el Modo#1: significa que la zona en rojo almacena más del 22.7% del total de la energía de deformación del modelo completo. Incrementando el espesor localmente en la zona del redondeo (no todo el modelo) reforzando localmente sólo esa zona redundará en un aumento de rigidez notable del SOPORTE a nivel global, minimizando tanto la deformada como el aumento de peso. ¡¡FEMAP se convierte así en la mejor herramienta de diseño!!.

 

3.- Respuesta en Frecuencias (SOL111)

El análisis Dinámico Avanzado Modal de Respuesta en Frecuencias con Simcenter Nastran (SOL111) es un método eficiente para obtener la respuesta en régimen permanente a una excitación oscilatoria de carácter sinusoidal. En un análisis de respuesta en frecuencias la carga es una onda sinusoidal en la que se especifica la frecuencia, amplitud y ángulo de fase, con la excitación explícitamente definida en el dominio de la frecuencia. Las cargas pueden venir en forma de aplicación de fuerzas y/o movimientos de la base (desplazamientos, velocidades y aceleraciones). El análisis de respuesta en frecuencias está limitado al estudio de estructuras elásticas lineales. Ejemplos de excitación oscilatoria los tenemos en máquinas rotativas, neumáticos desequilibrados, palas de helicópteros, etc…

Un análisis modal de respuesta en frecuencias está gobernado por una carga variable en forma sinusoidal. La ecuación de movimiento (equation of motion, EOM) es la siguiente:

Y como la ecuación incluye fuerzas, la solución incluye resultados de desplazamientos y tensiones. Pero hay un pequeño problema: los resultados de un análisis de respuesta en frecuencias vienen en forma de magnitud y ángulo de fase.
Por ejemplo: los desplazamientos en cualquier nodo Simcenter Nastran los calcula como Uo y θ, seguidamente en FEMAP cuando postprocesamos resultados calcula la respuesta variable en el tiempo a cada frecuencia (ω) como:

Por tanto, un análisis de respuesta en frecuencias asume que la fuerza de excitación es sinusoidal y Simcenter Nastran resuelve la ecuación de movimiento en el dominio de la frecuencia obteniendo los resultados en forma de magnitud y ángulo de fase. Esto hace que la interpretación de resultados no sea sencilla y requiere entender cómo la fuerza sinusoidal interacciona con los modos de vibración a cada frecuencia.

Dependiendo del tipo de estructura y de la naturaleza de las cargas se pueden usar dos métodos numéricos diferentes en un análisis de respuesta en frecuencias: directo y modal.

  • Método Directo (SEDFREQ SOL108): resuelve las ecuaciones acopladas de movimiento en términos de frecuencia forzada.
  • Método Modal (SEMFREQ SOL111): utiliza los modos de vibración de la estructura para reducir y desacoplar las ecuaciones de movimiento (cuando no se usa amortiguamiento modal). La solución para una frecuencia forzada en particular se obtiene sumando las respuestas modales individuales, por eso es importante realizar un análisis modal previo por separado y estudiar los resultados de frecuencias y participación modal de la masa antes de ejecutar cualquier análisis dinámico avanzado. El método modal es mi favorito.

 Amortiguamiento (Damping)

El Amortiguamiento es una aproximación matemática usada para representar la disipación de energía absorbida en estructuras. El amortiguamiento es muy difícil de caracteriza correctamente ya que está causado por diversos mecanismos, incluyendo:

  • Efectos viscosos (por ejemplo, un amortiguador).
  • Fricción Externa (rozamiento en juntas y uniones estructurales).
  • Fricción Interna (característica de cada tipo de material).
  • No Linealidades Estructurales (deformación plástica, holguras).

Las causas físicas del amortiguamiento en análisis dinámico es cualquier proceso que disipe energía o reduzca la respuesta estructural por fricción interna. Las velocidades internas o desplazamientos causan fuerzas de amortiguamiento reactivas que son irreversibles y no conservativas. Como ejemplos tenemos dispositivos mecánicos tales como los amortiguadores, la histéresis interna en materiales como la goma, el rozamiento en juntas y uniones, y otros efectos no lineales tales como las deformaciones plásticas en metales.

La especificación adecuada del amortiguamiento es probablemente lo más complicado en un análisis dinámico avanzado, es difícil saber si el valor introducido es correcto desde el punto de vista físico. Por ejemplo, es relativamente sencillo verificar si la masa o la rigidez del modelo está correctamente definida, pero no es sencillo chequear la bondad del amortiguamiento utilizado.

La selección correcta del valor del amortiguamiento es relativamente poco importante para excitaciones transitorias de corta duración (por ejemplo cargas de choque, impulsos o explosiones) debido a que el pico de la respuesta ocurre durante el primer ciclo de la excitación. La especificación del amortiguamiento es más importante para excitaciones transitorias de larga duración, por ejemplo terremotos (puede haber diferencias en el pico de respuesta del orden del 10% al 20%) y es crítica para cargas que añadan energía continuamente al sistema. Por tanto, a menudo es más conservador ignorar el amortiguamiento en un análisis de respuesta transitoria.

Los cuatro tipos de amortiguamiento soportados en Simcenter Nastran son el viscoso, el estructural, el modal y el no lineal. En Análisis Dinámicos de Respuesta en Frecuencia una forma de incluir el amortiguamiento es usar el “Modal Damping“. El amortiguamiento modal es o viscoso o estructural y se aplica a cada modo por separado, por tanto en ausencia de otras fuentes de amortiguamiento las ecuaciones de movimiento permanecen desacopladas.

En el cálculo del SOPORTE atornillado a la base vamos a utilizar un 3% Modal Damping, de acuerdo con la siguiente tabla de Ratios de Amortiguamiento donde para estructuras metálicas con uniones varía entre el 3% y el 7% del amortiguamiento crítico viscoso.

Valores Representativos de Amortiguamiento Viscoso

Definimos en FEMAP la curva de Amortiguamiento Modal mediante una función del tipo “7.. Critical Damping vs. Freq.“ con un valor ζ = 3% constante entre 0 y 300 Hz:

“Viscous Damping” del 3% de Amortiguamiento Crítico, constante en todo el rango de Frecuencia

 Tabla de Frecuencias

El número de puntos de la tabla frecuencias debe ser muy denso alrededor de las frecuencias de resonancia para asegurar que la magnitud de la respuesta de pico se calcula con precisión, se debe asegurar que haya al menos entre 5 a 10 puntos alrededor de cada frecuencia de resonancia. En nuestro caso, voy a enseñaros cómo definir una tabla de frecuencia entre 0 a 50 Hz, con incremento de 1 Hz, incluyendo 5 puntos a cada lado de la frecuencia fundamental.

La siguiente animación muestra cómo crear de forma manual una tabla de frecuencias exclusivamente alrededor de la primera frecuencia fundamental de resonancia f1 = 25.29966 Hz tomando un total de 11 puntos y que se expanda un 10% alrededor de la frecuencia fundamental (al final tendremos 5 puntos a cada lado):

Y seguidamente editamos la Tabla de Frecuencias generada en el paso anterior y rellenamos los puntos de frecuencia entre 0 y 50 Hz, con incremente 1 Hz, usando la función LINEAR RAMP, así de sencillo.

El valor de la función en el eje Y es simbólico, no es ningún factor de escala, es una forma de visualizar los puntos de la tabla de frecuencias, es puramente cosmético.

Por supuesto, podemos añadir puntos en la Tabla de Frecuencias de forma individual, por ejemplo meter de forma manual el valor de la frecuencia correspondiente al resto de modos de vibración incluidos en el rango entre 0 y 50 Hz, simplemente es copiar y pegar:

Al final el aspecto de nuestra Tabla de Frecuencias entre 0 y 50 Hz es el siguiente:

 Definición del Análisis SOL111

Seleccionamos el tipo de análisis 4..Frequency/Harmonic Response y el solver 36..Simcenter Nastran para ejecutar el Análisis Dinámico Modal de Respuesta en Frecuencias (SOL111):

A continuación seleccionamos el método y el número de modos a utilizar en el análisis dinámico avanzado:
• Método: Modal
• Nº de Modos Propios: 10

En análisis dinámico avanzado la utilización de un valor elevado de modos propios produce una respuesta más exacta (a costa de un incremento en el tiempo de cálculo). El número de modos propios a considerar en el análisis debe ser lo suficientemente grande para cubrir el rango de frecuencias de interés (el término “frecuencias de interés” se refiere al rango de frecuencias cuya respuesta va a ser calculada así como al rango de frecuencias para el que se aplica la carga). Como regla general se deberá considerar un número suficiente de modos propios para cubrir un rango de frecuencias de hasta dos veces la máxima frecuencia de interés. Por ejemplo, si debemos calcular la respuesta de una excitación a 100 Hz, entonces se deberá utilizar en el cálculo de la respuesta transitoria tantos modos como sean necesarios para llegar al menos hasta los 200 Hz. Otra regla general es utilizar tantos modos como sean necesarios para cubrir un rango de entre 2 y 10 veces la frecuencia dominante de la estructura.

Seguidamente introducimos las funciones que vamos a utilizar en el análisis dinámico avanzado: la curva de amortiguamiento modal y la función con la lista de frecuencias para el cálculo.

Seguidamente definimos las cargas y condiciones de contorno del modelo: usaremos las mismas cargas y condiciones de contorno del modelo estático lineal, donde la carga aplicada es la aceleración de la gravedad redondeada a g=-10e3 mm/s2 aplicada en la dirección negativa del eje Z introducida como BODY LOAD.

Y finalmente en el NASTRAN OUTPUT REQUEST activamos qué resultados queremos obtener tras ejecutar el análisis dinámico avanzado de respuesta en frecuencias modal, básicamente desplazamientos, aceleración, reacciones, esfuerzos y tensiones en elementos. Comentar que la solución en el dominio de la frecuencia son valores complejos, así que tenemos que decidir si queremos tener magnitud y ángulo de fase, or parte real e imaginaria.

Un detalle importante es activar siempre la opción RELATIVE ENFORCED MOTION RESULTS en análisis dinámicos con excitación de la base (Enforced Motion). La respuesta de desplazamientos en valor absoluto contiene la contribución de cuerpo rígido de aceleración de la base, mientras que la respuesta de desplazamientos relativos ignora la contribución de cuerpo rígido (rigid body drift). La respuesta dinámica en tensiones y aceleraciones no está afectada al activar la opción de resultados relativos, el valor resultante es el mismo.

 Postprocesado de Resultados de Desplazamiento

Recordamos los resultados obtenidos del análisis estático lineal (SOL101) inicial:

  • δmax = 0.382 mm (TZ=-0.375mm)
  • σmax = 130 MPa
  • σlimit = 700 MPa

Así como los resultados del análisis de frecuencias (SOL103):

  • f1 = 25.3 Hz
  • f2 = 33.4 Hz
  • f3 = 40.8 Hz

La siguiente imagen muestra el máximo resultado de desplazamientos que se produce coincidiendo con la frecuencia de resonancia f1 = 25.299 Hz de valor 6.025 mm debido al factor de amplificación dinámica:

Con TOOLS > CHARTING creamos la gráfica X-Y de la respuesta de desplazamiento en el nodo#2 vs. frecuencia.

Haz clic con el botón derecho del ratón sobre la carpeta de resultados generada tras ejecutar el análisis dinámico y activa PLOT STUDY > TRANSLATION vs. Set, Z y mete el nodo#2 para generar la respuesta en frecuencia del análisis dinámico avanzado.

El gráfico X-Y muestra la respuesta de desplazamiento en traslación TZ del nodo#2 del CdG del motor en función de la frecuencia. Se observa que coincidiendo con la frecuencia natural a 25.299 Hz tenemos un desplazamiento de 6.025 mm, por lo tanto el Factor de Amplificación Dinámica (Dynamic Amplification Factor, DAF) = 6.0245/0.375 = 16 veces sobre la respuesta estática (el valor de 0.375 mm está visible en la esquina inferior izquierda a 0.0 Hz).

Nótese que el resultado TZ=0.375 mm de desplazamiento de traslación del CdG del motor (nodo#2)  obtenido para la frecuencia f=0.0 Hz coincide exactamente con el resultado del Análisis Estático Lineal (SOL101). En efecto, la frecuencia a 0.0 Hz equivalente a una solución en régimen estático.

Por lo tanto, con el requisito de mantener una deformada de menos de 1 mm en el nodo del CdG del motor, cualquier  excitación dinámica de la base con una frecuencia entre 20 Hz y 30 Hz requeriría un rediseño del soporte, la amplificación dinámica es importante.

La solución de respuesta en frecuencias obtenida es una solución compleja definida como Magnitud y Fase (con respecto a la fuerza aplicada), o real e imaginaria, que son componentes vectoriales de la respuesta.

FEMAP permite representar resultados complejos tanto en magnitud y fase como en forma real e imaginaria, añadiendo una segunda gráfica X-Y debajo de la actual. En FEMAP haz clic en el icono CHART OPTIONS para poder activar el menú COMPLEX PLOT (por defecto 0..OFF)

Además en FEMAP podemos crear un nuevo tipo de gráfico (Chart Data Series) llamado 4..Expand Complex que permite representar de forma más detallada la magnitud y ángulo de fase de resultados complejos.

En la siguiente imagen vemos el resultado obtenido de gráfica X-Y tras seleccionar el vector T3 de traslación del nodo#2 para la frecuencia fundamental de vibración de valor 25.29 Hz usando un incremento del ángulo de fase de 10º entre 0 y 360º: el máximo resultado de 6.02 mm se produce para el ángulo de fase de 90º.

Resultados de Tensiones

En cuanto a las tensiones, jugando con la orden LIST > OUTPUT > SUMMARY TO DATA TABLE obteniendo el máximo valor del modelo de cada componente elemental de la tensión vs. frecuencia y copiando el resultado en un nueva función de FEMAP podemos generar gráficos X-Y de todas las componentes de tensión máxima vs. frecuencia: queda claro que la máxima tensión elemental se produce coincidiendo con la frecuencia fundamental de resonancia a 25.3 Hz:

En la siguiente imagen he puesto un límite de 700 MPa para el valor de tensiones nodales de vonMises: por encima todo está en rojo, indicando que el material ha superado el límite elástico, la plastificación es masiva en ciertas zonas del SOPORTE. En caso de sufrir una aceleración de la base en el rango de frecuencias entre 22 y 28 Hz el SOPORTE superaría claramente la tensión admisible del material y sufriría una más que probable rotura del mismo.

En resumen, que muchas veces un análisis estático lineal no es suficiente para validar un diseño. En la realidad, las cargas nunca son 100% estáticas, todo es variable, así que es altamente recomendable estudiar la respuesta dinámica de la estructura para no llevarnos sorpresas desagradables con los Factores de Amplificación Dinámica (DAF), ya veis que con FEMAP y Simcenter Nastran todo es muy sencillo, ¿OK?.
Saludos,
Blas.

12 thoughts on “• Análisis Dinámico Avanzado con FEMAP y Simcenter Nastran-I: Modal Frequency Response (SOL111)

  1. Gracias por este tutorial tan completo.
    Tengo un consulta que hacerles:
    ¿qué diferencia hay entre “Stress Elemental” y “Stress elemental Nodal” cuando visualizo la simulación en NX11? Obtengo unos valores muy dispares según uso uno u otro…¿Deberían parecerse? ¿Esá relacionado con los parámetros del mallado? tamaño, jacobiano….
    Gracias

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    • Hola Germán!,
      Básicamente hablamos de “Nodal Stress” y “Elemental Stress”, es decir, tensiones nodales y tensiones elementales.
      En general, la tensión elemental es la que calcula el solver Simcenter Nastran en el centro del elemento, y las tensiones nodales son las que representamos en el postprocesador en función del tipo de “conversión” seleccionada a partir de los resultados de ELEMENT CENTROID, CORNER DATA y NODAL. En FEMAP tenemos tres métodos de promediado: AVERAGE, MAX VALUE y MIN VALUE.
      • AVERAGE: es el valor medio calculado como la suma de las tensiones de ese nodo respecto a cada uno de los elementos a los que pertenece, dividido por el nº de elementos (la tensión que calcula el solver de elementos finitos en un nodo es diferente para cada uno de los elementos a los que pertenece ese nodo: esta “diferencia” es precisamente una medida del error de la solución).
      • MAX VALUE: el nodo toma el valor máximo de todos los elementos que van a ese nodo.
      • MIN VALUE: la tensión mínima de entre todos los elementos que van a ese nodo.
      Cuanto más refinada sea la malla, las diferencias entre tensionales nodales y elementales son menores, menor es el error de la solución, OK?.
      En general, las tensiones en el centro del elemento son menores que las tensiones nodales.
      Por último, si la malla está muy distorsionada, con mala calidad, esto provoca que las tensiones nodales sean elevadas de forma artificial. Así que es fundamental crear un mallado de la mejor calidad posible (ASPECT RATIO lo más próximo a 1.0, JACOBIANO < 0.6, etc..).
      Saludos,
      Blas.

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  2. Hola Blas,

    Tengo un análisis específico con amortiguadores (40% of critical damping) en el que la excitación es una suma de tres harmónicos. De momento lo estoy resolviendo en el dominio del tiempo porque sé que este método me da resultados precisos, pero se tardan muchos time-steps en alcanzar el regimen permanente, por lo que no es eficiente especialmente cuando tengo que probar un rango de frecuencias de excitación.

    Es el método directo de frecuencias de NASTRAN adecuado para este caso? Puede “lidiar” con damping localizado de 40% con precision? Y tener en cuenta las fases de los tres harmónicos de la excitación?

    Muchas gracias.

    Juan

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  3. Hola Juan,
    A mi personalmente en análisis dinámico avanzado el método directo de respuesta en frecuencias (Direct Frequency Response Analysis SOL108) no me gusta, prefiero calcular siempre usando el método modal calculando primero las frecuencias y modos de vibración (SOL103) y en base a la suma de masa modal capturada en función del número de modos extraidos controlar de esta forma la precisión de la respuesta: el objetivo es usar tantos modos de vibración como sean necesarios para capturar como mínimo el 85% de la SUMA de masa modal en la dirección de la excitación (en el POST de arriba lo he dejado bien claro ploteando las curvas X-Y de suma de masa modal).

    En cuanto al damping local, es independiente de si usas el método directo (SOL108) o modal (SOL111): para definir un amortiguador local tendrás que usar elementos CBUSH que en Análisis de Respuesta en Frecuencia te permiten definir la variación de tanto rigidez, fuerza/velocidad y amortiguamiento estructural en función de la frecuencia para cada uno de los 6 GDL del elemento CBUSH mediante curvas X-Y, una pasada!!.

    Y en cuanto al ángulo de fase de la excitación, puedes definir perfectamente el desfase de la excitación en grados, es una capacidad de Simcenter Nastran que FEMAP incluye también a la hora de definir la excitación mediante cargas (además, en análisis de respuesta en frecuencia el ángulo de fase puede ser variable con la frecuencia definiendo una curva X-Y).

    Saludos,
    Blas.

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  4. Primero que nada muchas gracias por el excelente post una vez más Blas.

    Me gustaría saber si es posible obtener como salida las matrices globales de masa y transmisibilidad efectiva tras un análisis modal con FEMAP. No me refiero solo a la diagonal de la matriz 6×6 para cada modo sino a los termidos cruzados también.

    Es posible calcular estas matrices a partir de los factores de participación, autovectores y demás salidas modales en el f06, OP2 o punch pero de momento no he encontrado como obtenerlas directamente en femap.

    Un saludo

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    • Estimado Hugo,
      Gracias por comentar. Recuerda que FEMAP es únicamente un pre&postprocesador de elementos finitos, quien calcula es Simcenter Nastran, por tanto cualquier resultado que quieras obtener del calculador deberás incluir la petición adecuada durante la creación del fichero de entrada de Simcenter Nastran en FEMAP (entiendo que estás usando FEMAP con Simcenter Nastran).
      Cualquier resultado que necesites generar (output requests for printing, punching and plotting) debes definirlo en el CASE CONTROL SECTION del Simcenter Nastran Input File (*.dat). Puedes incluir peticiones para generar matrices en formato DMIG (Direct Input Matrix Selection) de todo tipo de información, simplemente del manual QRG puedes leer lo siguiente:

      A2GG: Selects direct input acoustic/fluid-structure coupling matrices.
      B2GG: Selects direct input damping matrices.
      B2PP: Selects direct input damping matrices.
      FRFIN: Selects direct input, frequency-dependent dynamic stiffness or dynamic flexibility matrix for frequency response analysis.
      K2GG: Selects direct input stiffness matrices.
      K2PP: Selects direct input stiffness matrices, which are not included in normal modes.
      M2GG: Selects direct input mass matrices.
      M2PP: Selects direct input mass matrices, which are not included in normal modes.
      TFL: Selects the transfer function set(s) to be added to the direct input matrices.
      P2G: Selects direct input load matrices.

      Saludos,
      Blas.

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      • Muchas gracias por la respuesta Blas.

        Tenía claro que era posible obtenerlas en formato DMIG como salida de nastran, lo malo que esto implica desarrollar adicionalmente el programa para poder leerlas y trabajar con ellas (esto es lo que tradicionalmente hacemos en el sector espacial).

        La curiosidad era más enfocada hacia si Femap como post procesador era capaz de leerlas y se podía trabajar con ellas directamente en la interfaz de FEMAP. Si te soy sincero la interfaz me parece de las más cómodas con las que he trabajado y además super potente y con una variedad considerable, tener está capacidad adicional ya sería la guinda del pastel desde un punto de vista personal 🙂

        Un saludo y gracias de nuevo por tu tiempo.

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  5. Pingback: Frequency Response (SOL111) with BOLT Preload and Contact in FEMAP and Simcenter Nastran | Femap y Simcenter Nastran

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