1. abaqus 振动分析方法总结及仿真模型描述
1.1 abaqus 振动分析方法总结
图 1. abaqus 振动分析方法汇总.
1.2 仿真模型描述
硬盘背板与硬盘 cage 在各个方向均为卡接接触固定，为典型的接触非线性系统。
图 2. 硬盘背板卡接固定示意图.
时域方法可以考虑模型的非线性，但计算量大，并不适合网格量较多的机箱进行长时间的持续激励。而采用频域方法，需要将模型由接触非线性系统转换为线性系统。分析采用在接触区域填充六面体单元的方法来实现转换。
图 3. 接触区域处理细节示意图.
为了提高分析结果的安全系数，接触的非线性系统应转换为一个弱刚度的线性系统。因此，填充单元采用与粘胶类似的材料特性。硬盘以质量点代替，采用均布耦合的方式与硬盘 cage 连接
表 1. 填充单元的材料特性
随机振动试验中机箱前端钣金开裂及硬盘连接器发生脱落，经验判断为前端局部模态偏低导致。为了减少不必要的建模，机箱网格重点针对前端硬盘 cage、上盖、下基体、硬盘背板及连接器进行详细建模，硬盘以质量点代替。
机箱在机柜中只与 l 型托架接触，考虑到尽量缩减网格量以及并不关注机柜整体振型，因此将机柜简化为 l 型托架。仿真模型如图 4 所示。
图 4. 仿真模型装配示意图.
分析采用的其他的材料特性，如表 2 所示。
表 2. 仿真模型的其余材料特性.
2. 约束模态分析边界条件及结果
2.1 约束模态分析边界条件
图 5. 约束模态分析边界条件示意图.
2.2 分析结果
图 6. 机箱前端拱形振型云图.
通过模态分析，提取对前端振动影响最大的局部模态频率 28.235hz 及振型。在 dat
文件中，找到有效质量的信息，汇总如表 3 所示。
表 3. 模态分析有效质量汇总.
模态的有效质量计算可以作为模态截断的一种判定方法。当所得到的前阶模态的模态有效质量之和占“总质量”的 80%以上时，就可以认为主要模态已包含在前阶模态中。对于采用模态法的随机振动分析及稳态动力学分析精度满足要求。这里提到的“总质量”是指整个模型的总质量中可参与振动的质量。机箱在随机振动过程中垂向振动出现问题，对应着仿真模型的 y 向。因此振动仿真只针对 y 向进行分析。结果显示 90.7%的有效质量分布在了 y 向，满足精度要求。
3. 随机振动分析边界条件及结果
3.1 随机振动分析边界条件
模态分析输出 mises 应力，按照表 4 所示的 psd 曲线进行随机振动分析，输出机箱钣金 rmises。
表 4. 随机振动 psd 定义.
3.2 应力分析结果
图 7. 机箱前端随机振动 rmises 云图
abaqus 随机振动分析计算结果为 1σ的 rmises 应力，最大为 118.6mpa。通常采用3σ法则评估强度。即 3*118.6=355.8mpa,此应力高于机箱钣金材料 sgcc 的屈服强度305mpa,不满足要求。在随机振动试验中，此位置出现开裂。
图 8. 机箱前端随机振动钣金开裂位置与仿真结果对比图.
3.3 疲劳分析结果
在模态分析中输出模态应力，单位激励的稳态动力学分析输出广义位移，定义 psd 曲线,导入 fe-safe 软件中进行随机振动的疲劳分析，分析流程（软件界面逆时针顺序设置）如图 9 所示。
图 9. fe-safe 随机振动分析流程图.
图 10. fe-safe 随机振动疲劳分析寿命云图
随机振动疲劳分析最小振动时间 30.83s，不满足 1h 的振动要求，仿真风险位置与试验
钣金开裂位置相同。
4. 单位激励的稳态动力学分析边界条件及结果
4.1 单位激励稳态动力学分析边界条件
对模型进行 1g 加速度单位激励的稳态动力学分析，扫频范围 1~200hz。单位激励的稳态动力学分析输出广义位移可以用于 fe-safe 进行疲劳分析。另一方面，在 abaqus 前处理中，分别定位 12 个硬盘连接器的根部生成*surface 面，输出单元力nforc。在 abaqus 后处理中基于*surface 面创建自由体切面，最后使用创建 xy 数据功能生成自由体切面的截面力频响曲线。
4.2 连接器截面力分析结果
图 11. 连接器截面力频响曲线.
通过曲线可以看出在 28hz 附近，所有连接器的截面力合力出现峰值。说明模态分析前
端拱形振型模态 28.235hz 对振动影响较大。
图 12. 随机振动试验连接器脱落位置与 28hz 时连接器高截面力位置对比.
通过图 12 可以看出，随机振动试验连接器脱落位置与 28hz 时连接器截面力合力最高
的三个位置对应。
5. 优化方案分析结果
对机箱前端硬盘背板、硬盘 cage 等结构进行全新设计，硬盘背板改为螺栓固定连接，且增加背板加强板。分别对其进行模态分析、随机振动应力及疲劳分析、稳态动力分析。
图 13. 优化方案硬盘背板固定示意图
图 14. 优化方案机箱前端拱形振型云图. 优化后机箱前端拱形振型模态由 28.235hz 提高为 63.257hz。
图 15. 优化方案机箱前端随机振动 rmises 云图.
优化方案机箱钣金最大应力为 89.06mpa。采用 3σ法则评估强度。即3*89.06=267.19mpa,此应力低于机箱钣金材料 sgcc 的屈服强度 305mpa,满足要求。
图 16. 优化方案 fe-safe 随机振动疲劳分析寿命云图.
随机振动疲劳分析最小振动时间 22130s，满足 1h 的振动要求。
图 17. 优化方案连接器截面力频响曲线.
通过曲线可以看出在 63hz 附近，所有连接器的截面合力出现峰值。说明模态分析前端
拱形振型模态 63.257hz 对振动影响较大。
图 18. 优化方案 63hz 连接器截面力结果
通过图 17、18 可以看出，与原方案相比，优化方案连接器截面力大幅下降。在振动问题中 ，我们的基本思路：在成本能够接受的前提下，要尽量提高机箱前端拱形振型的频率值，远离 psd 曲线低频高功率的频率带。经过结构优化后的机箱在随机振动试验中未出现问题，仿真与试验结果一致。
资料来源：达索官方
