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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.

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。

具體優化方案為將壓縮機支架由原狀態4點剛性連接變更為3點橡膠襯套連接，壓縮機支架優化方案如圖12所示。 圖12 壓縮機支架優化方案圖3.2 優化方案效果驗證 實施壓縮機支架優化方案后，最終優化狀態與原狀態車內振動噪聲對比如圖13、圖14所示。

31篇：軸承受力分析https://www.yqgqt.org.cn/content/post/1866684第32篇：帶柄板錨的力學性能測試https://www.yqgqt.org.cn/content/post/1867574第33篇：固土圓撐和加強筋構成的地基承載分析https://jishulink.com/content/post/1869612第34篇：異形支架受力分析

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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。

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。

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以上振動傳遞系統，振動從主動端支架傳遞到隔振器，再傳遞到被動端支架，定義振動傳遞率T 是有隔振器時傳到被動端的力fb1與無隔振器傳到被動端的力fb2的比值，其計算公式為 計算得到振動傳遞率T 和被動端支架剛度Kb，主動端支架剛度Ke以及散熱器軟墊剛度Kr的公式如下 從公式上看，懸置隔振效果取決于系統的總剛度： （一）當無隔振器Kr時，主被動端的加速度值應相同

液壓支架有限元模型及應力結果煤炭機械部件支架強度分析推土機工作結構強度分析MSC橋梁工程成功案例Gerald Desmond橋該橋聯接了長灘和洛杉磯港，利用MSC Nastran對橋梁進行靜力學、模態、譜響應、頻率響應分析，采用非線性間隙元，考慮地震后的修復。

驅動電機逆變器殼體共振及電機懸置支架振動是造成8階嘯叫噪聲大。電機8階嘯叫噪聲來源主要為電機轉子不平衡量激勵導致的機械噪聲 電驅總成中的控制蓋板結構扁平且厚度太薄，整體模態偏低，會對噪音產生放大作用，需要進行基礎模態增強優化。針對該問題，在現有蓋板結構的基礎上優化了表面的加強筋設計，使蓋板基礎模態提升了50%，大大降低了蓋板對聲音的放大作用.

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

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典型工況與極限工況（線性段與非線性限位）校核，能夠控制各種運行位移；同時，在同一環境下完成懸置支架強度校核。

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