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下面我們以某一懸置支架的模態分析為例簡述懸置支架的模態分析過程。

3.2 模態分析基于Block Lanczos法對壓縮機支架的模態進行分析，對比拓撲優化前后的壓縮機支架模態，模態結果云圖如圖7和圖8所示：模態分析結果顯示：拓撲優化后的輕量化壓縮機支架一階模態低于原壓縮機支架的一階模態，但均滿足壓縮機支架的設計目標值240Hz，故輕量化后的壓縮機支架滿足模態設計要求。

本文以異形支架受力分析為例，演示iSolver的分析流程，并將iSolver和Abaqus計算結果進行對比。 2. 模型背景 此案例為某類異形支架的靜力學分析，分析對象為不規則三維實體結構，為保證最大限度將模型劃分為六面體網格，需要將模型進行適當切分。該壓力容器建模選用的單位制為mm-MPa-s制，結構材料為鋼，其彈性模量為200000MPa，泊松比為0.3。 3.

[9] 劉向東.商用車儀表板橫梁模態分析與驗證[J].汽車科技，2015(6):58-60.[10] 張志軍.汽車內飾設計概論[M].北京：人民交通出版社，2008.[11] 周方明，顏益，蘇晨，等.基于ANSYS的汽車儀表板橫梁焊接支架模態分析[J].武漢科技大學學報，2012,35(3):219-221.

傳感器通過鋼支架安裝在機器上。 支架應放置在傳感器的節點處，以獲得最佳性能。在沒有支架的情況下進行模態分析，并確定第一縱向模態。

對壓縮機進行定轉速掃頻測試，并對傳遞路徑進行模態分析，發現該問題主要原因是壓縮機一階振動與動力總成剛體模態共振，通過方向盤模態及整車聲腔模態進一步耦合放大導致。通過在傳遞路徑壓縮機支架上增加橡膠襯套降低壓縮機一階激勵后，開空調車內駕駛員右耳噪聲下降8.7dBA，方向盤振動總值降低3.36m/s2；同步實施壓縮機控制策略優化方案后，主觀評價該問題得到有效控制。

因此，為解決電磁繼電器的抗振性能，擬采取以下改進措施進行優化提升：① 降低支架高度，提高支架的剛性；② 降低罩子高度，提高電磁繼電器整體的抗振性；③ 增加阻尼簧 片厚度，提高電磁繼電器整體的抗振性。根據改進措施，構建改進后的繼電器，并對其建立有限元模型及進行模態分析，得到了前8階模態分析結果，如表2所示。

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分析和結果控制： 使用考慮大變形效應的非線性靜態分析，接觸參數優化（CNCHECK,AUTO）來實現整體接觸對的更好收斂性。 載荷步1： 在第一個載荷步，對斑塊內壁施加升高的血壓0.1N/mm^2，以引起足夠的徑向壁膨脹為之后的支架植入做準備。

這些模態參數可以由計算或試驗分析取得，這樣一個計算或試驗分析過程稱為模態分析。 模態分析的經典定義為，將線性定常系統振動微分方程組中的物理坐標變換為模態坐標，使方程組解耦，成為一組以模態坐標及模態參數描述的獨立方程，以便求出系統的模態參數。坐標變換的變換矩陣為模態矩陣，其每列為模態振型。

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PCB板、金屬支架材料為結構鋼，其余構件簡化為鋁合金。金屬支架左側3端面固定支撐，隨機振動載荷類型為G加速度譜，方向為Y向，具體數值見圖，計算該工況下的疲勞壽命。 圖 1模型 圖2 G加速度譜 1、仿真流程搭建 為提升計算效率，本例采用MSUP諧響應分析聯合nCode進行隨機振動疲勞仿真。

ABAQUS中在相互作用 (Interaction) 內定義各部分之間的相互作用，對于邊界非線性可定義橡膠與金屬支架之間的接觸，通過接觸算法實現邊界條件非線性和力的傳遞。

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本文建立的電池包模型如下圖所示： 圖1 某電池包有限元模型 頻率響應分析2.1 邊界約束，固定約束電池包支架，如下所示： 圖2 電池包約束示意圖2.2 模態頻率提取，在EIGRL模態分析卡片中定義特征模態頻率提取范圍V1-V2為0-200Hz：2.3 頻率響應分析，為了保證和PSD載荷表中的單位保持一致，需要保證頻響分析中的激勵單位協調統一

仿真結果與試驗結果的對照 試驗是在葉輪安裝狀況下通過錘擊法進行的，支架剛度很大，忽略支架的影響 認為結構在20?200Hz范圍內的振動模態頻率由葉輪決定。試驗得到的葉輪模 態頻率值為58.17Hz,83.38Hz,88.69Hz,154.8Hz仿真得到的模態頻率值約為 62Hz、 80Hz、88Hz和152.2Hz。

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