模態分析最新前延發展

❶ 請問模態分析的目的是什麼呢

目的：提高結構的特徵頻率，這個手段就是為了改變、優化設計尺寸和設法減小結構的質量。

模態分析的最終目標是識別出系統的模態參數，為結構系統的振動特性分析、振動故障診斷和預報以及結構動力特性的優化設計提供依據。

比如dmd當中就要注意頻率問題，避免與氣流共振，風洞試驗就是測試這種力學結構問題的。

(1)模態分析最新前延發展擴展閱讀：

模態分析介紹

振動模態是彈性結構固有的、整體的特性。通過模態分析方法搞清楚了結構物在某一易受影響的頻率范圍內的各階主要模態的特性，就可以預言結構在此頻段內在外部或內部各種振源作用下產生的實際振動響應。因此，模態分析是結構動態設計及設備故障診斷的重要方法。

機器、建築物、航天航空飛行器、船舶、汽車等的實際振動模態各不相同。模態分析提供了研究各類振動特性的一條有效途徑。首先，將結構物在靜止狀態下進行人為激振，通過測量激振力與響應並進行雙通道快速傅里葉變換（FFT）分析，得到任意兩點之間的機械導納函數（傳遞函數）。

用模態分析理論通過對試驗導納函數的曲線擬合，識別出結構物的模態參數，從而建立起結構物的模態模型。根據模態疊加原理，在已知各種載荷時間歷程的情況下，就可以預言結構物的實際振動的響應歷程或響應譜。

由於計算機技術、FFT分析儀、高速數據採集系統以及振動感測器、激勵器等技術的發展，試驗模態分析得到了很快的發展，受到了機械、電力、建築、水利、航空、航天等許多產業部門的高度重視。已有多種檔次、各種原理的模態分析硬體與軟體問世。

❷ 清華大學車輛工程研究生每年的招生人數是多少

清華大學車輛工程研究生每年的招生人數不固定，3~5個左右。

213年招生計劃5個，復試之後擴招，共招了9個；2014年招了3個，2015年招了4個。如圖：

清華大學車輛工程專業是屬於清華大學汽車工程系中招生的專業之一，汽車工程系中車輛工程專業被列為國家重點學科，車輛工程專業還被列入國家高等學校和北京市特色專業建設點。

研究方向：

車輛工程領域

課程設置：

公共課：馬克思主義理論、自然辯證法、社會主義與當代世界、第一外國語（基礎部分）。
專業基礎課：高等動力學、彈塑性力學、工程振動的試驗與分析、有限元法與應用、現代控制理論、數字信號處理、微型計算機系統介面技術、其它專業的基礎課。
專業課：汽車動力學、汽車動態系統CAE與振動控制、動態測試與分析、車輛控制工程、汽車結構CAE分析、機械最優化設計、振動模態分析與試驗、汽車及其動力發展前沿、汽車環境保護技術。

❸ 模態分析到底是啥!!!!!!!

模態分析是研究結構動力特性一種近代方法，是系統辨別方法在工程振動領域中的應用。
主要模態的特性，就可以預言結構在此頻段內在外部或內部各種振源作用下產生的實際振動響應。因此，模態分析是結構動態設計及設備故障診斷的重要方法。
機器、建築物、航天航空飛行器、船舶、汽車等的實際振動千姿百態、瞬息變化。模態分析提供了研究各類振動特性的一條有效途徑。首先，將結構物在靜止狀態下進行人為激振，通過測量激振力與響應並進行雙通道快速傅里葉變換（FFT）分析，得到任意兩點之間的機械導納函數（傳遞函數）。用模態分析理論通過對試驗導納函數的曲線擬合，識別出結構物的模態參數，從而建立起結構物的模態模型。根據模態疊加原理，在已知各種載荷時間歷程的情況下，就可以預言結構物的實際振動的響應歷程或響應譜。
近十多年來，由於計算機技術、FFT分析儀、高速數據採集系統以及振動感測器、激勵器等技術的發展，試驗模態分析得到了很快的發展，受到了機械、電力、建築、水利、航空、航天等許多產業部門的高度重視。已有多種檔次、各種原理的模態分析硬體與軟體問世。
經典定義
模態分析的經典定義：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。

❹ 模態分析的概述

振動模態是彈性結構固有的、整體的特性。通過模態分析方法搞清楚了結構物在某一易受影響的頻率范圍內的各階主要模態的特性，就可以預言結構在此頻段內在外部或內部各種振源作用下產生的實際振動響應。因此，模態分析是結構動態設計及設備故障診斷的重要方法。
機器、建築物、航天航空飛行器、船舶、汽車等的實際振動模態各不相同。模態分析提供了研究各類振動特性的一條有效途徑。首先，將結構物在靜止狀態下進行人為激振，通過測量激振力與響應並進行雙通道快速傅里葉變換（FFT）分析，得到任意兩點之間的機械導納函數（傳遞函數）。用模態分析理論通過對試驗導納函數的曲線擬合，識別出結構物的模態參數，從而建立起結構物的模態模型。根據模態疊加原理，在已知各種載荷時間歷程的情況下，就可以預言結構物的實際振動的響應歷程或響應譜。
近十多年來，由於計算機技術、FFT分析儀、高速數據採集系統以及振動感測器、激勵器等技術的發展，試驗模態分析得到了很快的發展，受到了機械、電力、建築、水利、航空、航天等許多產業部門的高度重視。已有多種檔次、各種原理的模態分析硬體與軟體問世。

❺ ansys模態分析做完以後 得到固有頻率 怎樣查看各階振型圖

1、第一步，打開軟體，逐個選擇顯示雲圖像。第三主應力顯示在這里。請參考下圖操作：

❻ 什麼是模態分析，步驟是怎樣的

模態是結構的固有振動特性，每一個模態具有特定的固有頻率、阻尼比和模態振型。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。這個分析過程如果是由有限元計算的方法取得的，則稱為計算模態分析；如果通過試驗將採集的系統輸入與輸出信號經過參數識別獲得模態參數，稱為試驗模態分析。通常，模態分析都是指試驗模態分析。振動模態是彈性結構的固有的、整體的特性。如果通過模態分析方法搞清楚了結構物在某一易受影響的頻率范圍內各階主要模態的特性，就可能預言結構在此頻段內在外部或內部各種振源作用下實際振動響應。因此，模態分析是結構動態設計及設備的故障診斷的重要方法。
近十多年來，由於計算機技術、FFT分析儀、高速數據採集系統以及振動感測器、激勵器等技術的發展，試驗模態分析得到了很快的發展，受到了機械、電力、建築、水利、航空、航天等許多產業部門的高度重視。已有多種檔次、各種原理的模態分析硬體與軟體問世。在各種各樣的模態分析方法中，大致均可分為四個基本過程：
（1）動態數據的採集及頻響函數或脈沖響應函數分析
1）激勵方法。試驗模態分析是人為地對結構物施加一定動態激勵，採集各點的振動響應信號及激振力信號，根據力及響應信號，用各種參數識別方法獲取模態參數。激勵方法不同，相應識別方法也不同。目前主要由單輸入單輸出（SISO）、單輸入多輸出（SIMO）多輸入多輸出（MIMO）三種方法。以輸入力的信號特徵還可分為正弦慢掃描、正弦快掃描、穩態隨機（包括白雜訊、寬頻雜訊或偽隨機）、瞬態激勵（包括隨機脈沖激勵）等。
2）數據採集。SISO方法要求同時高速採集輸入與輸出兩個點的信號，用不斷移動激勵點位置或響應點位置的辦法取得振形數據。SIMO及MIMO的方法則要求大量通道數據的高速並行採集，因此要求大量的振動測量感測器或激振器，試驗成本較高。
3）時域或頻域信號處理。例如譜分析、傳遞函數估計、脈沖響應測量以及濾波、相關分析等。
（2）建立結構數學模型根據已知條件，建立一種描述結構狀態及特性的模型，作為計算及識別參數依據。目前一般假定系統為線性的。由於採用的識別方法不同，也分為頻域建模和時域建模。根據阻尼特性及頻率耦合程度分為實模態或復模態模型等。
（3）參數識別按識別域的不同可分為頻域法、時域法和混合域法，後者是指在時域識別復特徵值，再回到頻域中識別振型，激勵方式不同（SISO、SIMO、MIMO），相應的參數識別方法也不盡相同。並非越復雜的方法識別的結果越可靠。 對於目前能夠進行的大多數不是十分復雜的結構，只要取得了可靠的頻響數據，即使用較簡單的識別方法也可能獲得良好的模態參數；反之，即使用最復雜的數學模型、最高級的擬合方法，如果頻響測量數據不可靠，則識別的結果一定不會理想。
（4）振形動畫參數識別的結果得到了結構的模態參數模型，即一組固有頻率、模態阻尼以及相應各階模態的振形。由於結構復雜，由許多自由度組成的振形也相當復雜，必須採用動畫的方法，將放大了的振形疊加到原始的幾何形狀上。
以上四個步驟是模態試驗及分析的主要過程。而支持這個過程的除了激振拾振裝置、雙通道FFT分析儀、台式或攜帶型計算機等硬體外，還要有一個完善的模態分析軟體包。通用的模態分析軟體包必須適合各種結構物的幾何物征，設置多種坐標系，劃分多個子結構，具有多種擬合方法，並能將結構的模態振動在屏幕上三維實時動畫顯示。

❼ 如何利用模態分析來解決振動問題

基於環境振動的實驗模態分析主要針對一些激勵不可測的工程問題,如研究飛行器在飛行中的運行模態,或諸如海洋平台、橋梁、摩天大樓之類難以施加激勵的大型 結構的動態特性。 本文重點研究了隨機子空間方法在環境振動模態分析領域的應用。針對隨機子空間法在工程應用中耗時長的不足,本文還研究了工程應用中比較經典的自互譜法,該 方法可以作為隨機子空間法的補充。 首先,通過查閱大量國內外相關文獻,對環境振動模態分析領域的狀況作了綜述,闡述了基於環境振動的模態分析在現代工程應用中的重大意義,詳細介紹了該領域 各種方法的發展歷程,並說明了相關方法的研究現狀。其次,研究了自互譜法和隨機子空間法的理論。自互譜法作為環境激勵實驗模態分析的一種實用的經典方法, 用響應點和參考點間的功率譜曲線來代替頻響函數曲線,並由響應點和參考點之間響應的傳遞率得出振型。本文通過對相關理論的推導,說明了自互譜法與基於頻響 函數的峰值攝取法是近似相通的,同時對該方法的優缺點作了敘述。隨機子空間法是本文的論述重點,它運用了行空間投影的理論,通過QR分解和SVD分解以及 最小二乘估計來識別離散後的系統狀態空間矩陣,從而得到系統的動力學特性參數,識別精度較高。本文詳細的推導了隨機子空間法的理論公式,並編寫出相應的 MATLAB程序。通過對不同雜訊工況下一個二階系統的模擬,驗證了該方法的精確有效以及良好的抗干擾特性。 最後,通過一個五層剛架模型的振動實驗,對隨機子空間法和自互譜法進行了驗證。本次實驗由振動台對模型輸入一個高斯白雜訊激勵信號,來模擬自然條件下的環 境激勵,並得到模型的響應信號。分別用隨機子空間法和自互譜法對實驗數據進行處理,識別出模型的模態參數,通過與有限元法理論值的比較,驗證了兩種方法的 有效性,同時也驗證了隨機子空間法相對於自互譜法的優越性。

❽ UG 6.0進行模態分析的具體步驟要求舉例說明，將命令按鈕和操作步驟交代清楚，這是專業技術，急！重謝！

首先討論了如何在UG軟體中完成客車車身的數值模型及如何將此數值模型進行簡化轉化成客車車身有限元模型，接著在ANSYS軟體中對設計的客車車身骨架結構進行了靜態彎曲工況、扭轉工況和彎扭工況三種工況下，車身結構的強度和剛度的分析，並對該車進行了動態分析。

基於UG軟體的客車車身曲面設計，客車車身曲面不同於轎車車身曲面，其曲面最復雜的地方集中於車頭和車尾，側圍和頂蓋的曲面相對而言較為簡單。所以對於客車車身外表面最方便易性的構造方法是直接由車身的二維輪廓線出發，在計算機上繪制出車身的主要輪廓線，再由這些輪廓線出發構造車身外表面模型。由此，我們定出了9根車身外表面輪廓線，通過這些輪廓線可確定車身外表面的基本形狀。如側圍曲面可由。1曲線沿c2曲線平行掃掠構成;頂蓋曲面由c6,c4和c8曲線沿0曲線掃掠而成;後圍曲面由0和c9曲線沿c8曲線掃掠而成;前圍曲面較為復雜，除需要車身外表面主要輪廓線c5和c6曲線外，還需根據車身的造型特點，再另外構造3根曲線，才能生成前圍曲面。
側圍主視向輪廓線(客車左右側對稱，可任選一根);側圍俯視向輪廓線(一般中間是直線，兩端向前後圍縮一偏移頂蓋側視向輪廓線;頂蓋主視向輪廓線(一般頂蓋為大圓弧，兩端為與側圍主視向輪廓的上部相切的倒圓弧線);前圍與側圍相交處輪廓線
(客車左右側對稱c6:前圍與頂蓋相交處輪廓線c7:後圍與側圍相交處輪廓線(客車左右側對稱);c8:後圍與頂蓋相交處輪廓線;
c9:後圍側視向輪廓線。
為確保輪廓線的光順性，使用UG軟體的曲線分析功能，對這9根車身外表面輪廓線的曲率進行分析、編輯和調整。

3種分析方法:<br />
1.基於UG軟體的車身骨架設計
由於客車車身骨架截面在各個不同的空間位置上其形狀和大小都保持不變，故用UG構造客車車身骨架時，可採用曲面掃描法，求出骨架桿件截面的空間運動軌跡(即車身骨架桿件外表面中心線)，將該截面沿其空間運動軌跡掃掠即可得車身骨架的實體模型。又因為客車車身骨架是一個空間多層次的桿件結構，分為底架，前圍、後圍、左側圍、右側圍和頂蓋六大部分，在具體設計時，先根據六大片的設計參數進行布局設計，一般是先進行底架布局設計，確定底盤各總成的具體布置位置後，再根據底架設計中的一些關鍵參數進行前、後圍、左右側圍及頂蓋的設計;然後利用在UG上已建立好的車身表面數字模型和骨架六大片布局設計參數求取車身骨<br />
架與車身表面數值模型的截交線即車身骨架桿件外表面中心線，構造出車身六大片的線框模型。根據客車車身結構需要，選取合適的骨架構件截面，如矩形、槽形、L形(角鋼)和工字型等，由此截面沿車身六大片的線框模型掃掠構造出車身六大片骨架實體模型。最後利用UG的裝配模塊，進行整車裝配，生成車身骨架圖。
2模型的簡化
因為建立車身有限元模型時，既要如實的反映客車車身實際結構的重要力學特性，又要盡量採用較少的單元和簡單的單元形態，以保證較高的計算精度及縮小解題規模。在有限元模型中，我們一般人為的用一根通過截面形心的直線來代替具有一定橫截面尺寸的實際構件。所以在利用ANSYS軟體的數據介面程序導入在UG中完成的客車骨架結構圖時，只需導入車身骨架線框圖並對其進行以下簡化:1、略去蒙皮和某些非承載構件;2、將車身中的各微曲梁進行直化處理，側圍和頂蓋中一些曲率較小的構件近視的看作由直梁單元分段組成;3、對於兩個靠得很近而又不重合的交叉連接點則可考慮簡化為一個節點來處理。4、對於鄰接構件在空間交接的軸線不重合，出現了兩個離得很近的節點，在力學特性上它們的變形很接近，把它們簡化成一對主從節點，這樣就避免了可能出現的總剛度陣的病態，同時也可提高結構分析的效率。5、對於空間疊交的兩焊接梁，若其中心線的距離a較大，平移其中一梁中心線將引起不可忽略的誤差，則可於模型中加一個長度為a的梁(該梁截面、材料特性參數為兩梁中較大者)來連接兩梁。例如，底橫梁與車架縱梁之間就存在著很大的「偏心」，橫梁置於車架縱梁之上，兩軸線相差距離為0.5(h+H)。為了使模型根接近實際，將底橫梁於車架縱兩連接處分量各節點考慮，並設其間有一剛臂連接;6、對於兩同向焊接梁，因其焊接處強度近似於材料內部強度，故可將其視為一根梁來簡化;
7、對線梁單元採取剛度補償的方法來降低誤差。以線單元表示梁，要滿足梁相交的空間拓撲關系，須將其中的某些梁單元線延長至相交，這樣處理將大大降低梁單元的剛度，使得位移解偏大而應力解偏小，同時增加了額外的重量。採用剛度補償的方法來降低誤差，經補償前後結果比較後，己驗證了該方法簡單有效。以梁單元xoy平面內彎曲((1軸為x軸，2軸為z軸)為例，說明該補償方法。採用二節點Hermite單元的有限元求解方程Ka=p的單元剛度矩陣K「和位移矢量1其中，l為梁單元沿1軸的長度，。，為單元節點1處的撓度，乓為單元節點l處的轉角，由於模型中的梁單元比實際的延長了△l，故可通過改變E或者Iz來抵消該變化，使K「基本不變。8、確定單元長度l。用有限元法分析梁彎曲問題時，於二節點Hermite單元中，試探函數(形函數)採用3階完全多項式，位移解的誤差是o(l小若梁單元長度過長，則會引起較大的位移誤差。在分析車身梁單元模型時，經FEA驗證當梁單元長度15400mm時，其解已收斂到足夠的精度。梁單元長度l也不應劃分得過小，若梁單元長度Z過小(接近於截面尺寸)，主從自由度的原理將不再適用，模型單元簡化為梁單元也就不合理。各相鄰梁單元長度1相差也不應過大，理論和實踐已證明，l相差過大將引起較大的剛度壁，這易導致剛陣病態而得不到方程組的解。根據以上模型的簡化原則，樣車車身骨架被劃分為3044個長度不等，截面形狀各異的單元和5929個節點。
3載荷處理
在車身計算模型中，載荷可按如下方式處理:1、對於車身骨架的自重，在ANSYS軟體前處理程序中輸入骨架材料的密度和重力加速度，程序便根據所輸入的單元截面形狀、實常數自動將單元載荷因子的信息計入總載荷，進行計算
2、安放在車身或車架上的汽車總成、設備重力，如發動機總成、備胎、蓄電瓶、油箱等，可作為集中載荷，按安放點的實際位置及各位置所分擔的重力，作用於相應的節點上。
3、載重力，如乘員及座椅的重力，可作為集中載荷，按支點跨距分配於相應梁的結點上。車上有站立乘員者，可按每平方實際站立人數，作為均布載荷作用於地板上並傳到底架梁單元上。由於在有限元法中認為內力或外力均由結點來傳遞，在整體剛度方程中的載荷項均為結點載荷。因此，當梁單元受有均布載荷或其他非節點載荷時，必須將其向結點移置，即將非結點載荷換算成作用在結點上的效果相當的集中載荷(稱等效結點載荷)。非結點載荷移置方法如下
有非結點載荷作用的單元的兩端位移完全約束住，再根據材料力學中求支反力的方法，求得梁單元兩端的反力，稱固端力，記作仇}02、將固端力反號，並進行坐標變換，即得整體坐標系中的等效結點載荷，可將它直接送入結構整體剛度方程的載荷向量中去進行計算。在ANSYS軟體中，如果先在車身有限元模型上載入再進行網格劃分能直接將非結點載荷轉換成等效結點載荷。<br />
4邊界約束條件
鋼板彈簧除了作彈性元件外，還起導向作用，因此其在各個方向上均有剛度，且其在其他方向上的剛度要比垂直方向上的剛度大得多，故用剛性梁一柔性梁結構模擬鋼板彈簧。在約束處理中忽略輪胎的變形。懸架彈簧剛度K用水平柔梁的垂直彎曲剛度來等效;對於剛性梁，為使其受力時垂直位移遠小於水平柔梁的垂直位移，取其軸向剛度為6.0x106N/mm。剛性梁截面取為正方形，面積由式A=KxLIE計算。
5.強度分析工況<br />
客車的使用工況很復雜，有彎曲工況、扭轉工況、轉彎工況和加速工況等。理論分析、室內試驗和使用實踐都表明，直接關繫到車身結構強度的主要是彎曲和扭轉兩種工況。<br />
I、彎曲工況<br />
客車在平坦路面上以較高車速行駛時，路面的反作用力使車身承受對稱的垂直載荷。它使車身產生彎曲變形，其大小取決於作用在車身各處的靜載荷及垂直加速度。在ANSYS中通過約束四車輪六個方向的自由度來模擬計算客車在平坦路面上，以較高車速滿載行駛產生對稱垂直動載荷時，車身的剛度和強度。2、扭轉工況<br />
扭轉工況是車身變形最嚴重的工況，一般都是當汽車以低速通過崎嶇不平路面時發生的。此種扭轉工況下的動載，在時間上變化得很緩慢，當然此時慣性載荷也很小，所以，車身的扭轉特性可以近似的看作是靜態的，許多試驗結果也都證實了這一點，即靜扭試驗下的骨架強度可以反映出實際強度。也就是說，靜扭時骨架上的大應力點，就可用來判定動載時的大應力點。文中將討論兩種扭轉工況，右前輪懸空工況和左後輪懸空工況。通過約束左後輪X,Y,Z方向的平動自由度和Z方向的轉動自由度，左前輪和右後輪Z方向的平動自由度，來模擬車身右前輪懸空，左後輪陷入坑中的扭轉工況。通過約束右前輪X,Y,Z方向的平動自由度和Z方向的轉動自由度，左前輪和右後輪Z方向的平動自由度，來模擬車身左前輪懸空、右後輪陷入坑中的扭轉工況。<br />
4.2.2剛度分析工況<br />
車身結構的剛度是指車身結構反映出的載荷與變形之間關系的特性。剛度不足，會引起車身的門框、窗框等開口處的變形大，以至車門卡死、玻璃砸碎、密封不嚴導致漏雨、滲水及內飾脫落等問題，還會造成車身振動頻率低、發生結構共振，破壞車身表面的保護層和車身的密封性，從而削弱抗腐蝕能力。車身剛度包括扭轉剛度和彎曲剛度兩部分，理論分析和許多試驗結果都表明，客車車身的彎曲變性很小，故只需考慮其彎扭工況下的扭轉剛度。我們用整車總長之間車身對角線相對扭角、左右上大梁的相對扭角狀況、底架兩縱梁的相對扭角狀況來表達車身的扭轉變形。<br />
4.2.3動態特性研究<br />
用模態綜合法來研究整車振動特性和動載荷時，車身結構的模態頻率是最重要的參數之一。用它能夠預測車身與其它部件如懸掛系統、路面、發動機及傳動系等系統之間的動態干擾的可能性，通過合理的設計可以避開共振頻率，一般希望車身結構整體一階模態頻率越高越好。<br />
<br />
4.3.1強度計算結果及分析<br />
1、彎曲工況<br />
彎曲工況下，車身的彎曲應力如圖4.3所示。彎曲應力集中的區域有:底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處(50-90Mpa);車頂中部與側窗上沿的過渡連接區(30-40Mpa);中門立柱上半部的附近區域(10-30MPa);前門立柱上半部的附近區域(10-40MPa)。其中應力最大的地方是底架主縱梁與後鋼板彈簧支承梁位置處，應力值為90MPao<br />
<br />
2、右前輪懸空工況<br />
右前輪懸空工況下，車身X方向的應力分布如圖4.4所示。應力集中的區域有:底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處(60-123Mpa);車頂中部與側窗上沿的過渡連接區(40-60Mpa):中門立柱上半部的附近區域(60-70MPa)。其中應力最大的地方是底架主縱梁與後鋼板彈簧支承梁位置處，應力值為123Mpao<br />
3、左後輪懸空工況<br />
左後輪懸空工況下，車身X方向的應力分布如圖4.5所示。應力集中的區域有:底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處(80一125Mpa);車頂中部與側窗上沿的過渡連接區(60一90Mpa);中門立柱上半部的附近區域(90-177MPa)。其中應力最大的地方是中門上門梁位置處，應力值為177MPa<br />
<br />
通過上述三種工況的計算，我們知道彎曲工況下車身骨架的應力水平較小，應力值大於50Mpa的單元數目為30個，僅占單元總數的0.9%;右前輪懸空工況下，車身骨架的應力水平要比彎曲工況下的應力水平高很多。由於發動機後置，左後輪懸空工況(彎扭聯合工況)是客車行駛過程中最惡劣的工況。考慮到客車行駛過程中的動載荷、疲勞及材料缺陷引起的應力集中等問題，取安全系數為1.5，則骨架材料Q215A3鋼的許用屈服應力[cr]-153MPa，底架材料09SiV低合金結構鋼的許用屈服應力<br />
葉卜220MPa。可以看出，在彎扭工況下，中門上門梁位置處的應力超過了許用應力，需要對門梁的截面尺寸進行優化。另外，從整個結構來看，應力分布是不均勻的，且大小相差幾個數量級。這無疑將造成材料的浪費，增大整個車身的重量。因此，從應力角度分析，可以通過優化方鋼厚度來合理經濟的使用材料。多梁相交處的應力值特別大，去掉一些可取掉的單元後，交點處的應力值將大大降低。<br />
4.3.2剛度計算結果及分析<br />
1、右前輪懸空工況<br />
車身右前角區域從車頂至車架各部分均有較大的位移，而且越靠近角<br />
部位移越大，垂直方向向下的最大位移為11.868mm。車身變形如圖4.6<br />
<br />
4.3.3模態計算結果及分析<br />
模態分析主要是計算車身固有頻率和振型。整體車身空間框架模型的6階固有頻率如表4.9所示，前六階振型車身的變形如圖4.10-4.15所<br />
<br />
圖4.15車身骨架第六階振型圖<br />
車身骨架的動態優化設計要求車骨架的模態頻率錯開載荷激振頻率。同時為防止第一階彎曲模態和第一階扭轉模態的禍合效應，要求這兩種固有頻率錯開3Hz以上。雖然由於客車模型略去了蒙皮的影響，略去了非承載構件，所計算的車身固有頻率比實際的要低，但是該車前六階固有頻率集中在5-13Hz，而路面激勵頻率又往往低於20Hz，且第一階彎曲模態和第一階扭轉模態的固有頻率僅錯開了2Hz左右，因而在客車行駛過程中產生局部振動的構件受此激勵將在客車內部形成雜訊源，影響到乘客的乘座舒適性。<br />
4.4結論<br />
從原模型計算結果可以看出，該車車身骨架的高應力區共有3個部位:中門立柱附近區域;車頂中部與側窗上沿的過渡連接區和底架主縱梁與前後鋼板彈簧支撐梁位置處。2、由計算結果可知，該車在彎曲工況下，骨架的變形和應力均較小，表明該車在靜載下滿足強度和剛度要求;在左後輪懸空工況下，除了車身中門門上樑中間部位應力超過了許用應力，車身骨架的其他單元應力都未超過許用應力。而左後輪懸空工況是車身變形最嚴重的工況，實際上由於該車是城市公交車，不可能出現如此嚴重的扭轉工況，因此該車車身結構是能夠滿足強度使用要求。<br />
3、由計算結果可知，總體上車身骨架的變形量相對較小，對於車身剛度而言，從整體結構考慮，門窗對角線變形大小尤為重要。從整理的彎扭工況下車身骨架各節點變形數據中可看出，彎扭工況下各門窗對角線位移均較小，因此該車車身結構是能夠滿足剛度使用要求的。<br />
4、由車身模態分析可知，車身骨架前六階的固有頻率都低於20Hz，而路面激勵頻率又往往低於20Hz，這會造成車身骨架發生共振，造成車內雜訊過大，因此進行車身結構的動態優化設計，提高車身的固有頻率很有必要。<br />
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5車身結構的優化設計<br />
5.1優化設計的基本概念一般的工程問題都有許多可行的設計方案，如何根據設計任務和要求從眾多的可行性方案中，尋求一個最好的方案，是設計工作者的首要任務。實踐證明，結構的優化設計是保證產品具有優良的性能，減輕結構自重或體積，降低工程造價的一種有效方法。優化方法的出現可追溯到Newton,Lagrange和Cauchy時代，由Newton,Leibnitz和Weirstrass等奠定了變分學的基礎;Lagrange創立了包含特定乘子的約束問題優化方法，並將其命名為Lagrange乘子法;Cauchy最早應用最速下降法來求解無約束極小化問題。盡管如此在20世紀中以前，優化法的進展甚小。直到後來，高速計算機的出現，才使優化程序成為可能，促使了各種新方法的進一步發展。五十年代以前，用於解決最優化問題的數學方法，僅限於古典微分法和變分法。無約束優化數值方法領域中的主要進展只是在60年代才在英國形成，數學規劃方法被首次用於結構最優化，並成為優化設計中求優方法的理論基礎，線性規劃和非線性規劃是其主要內容。1947年，Dantzig提出求解線性規劃問題的單純形法;1957年，Bellman對動態規劃問題提出了最優化理論。60年代初，Zoutendijk和Rosen對非線性規劃右很大貢獻。Canon,Fiacco和Mclomick的研究使很多非線性規劃問題能用無約束優化方法予以解決。幾何規劃是60年代由Duffin,Zener和Peterson發展起來的。概括來講，優化設計工作包括以下兩部分內容:1、將設計問題的物理模型轉變為數學模型，建立數學模型時要選取設計變數，列出目標函數，給出約束條件。2、採用適當的優化方法，求解數學模型，可歸結為在給定的條件下求目<br />
標函數的極值和最優化值的問題。機械最優化設計，就是在給定的載荷或環境條件下，在對機械產品的性能、幾何尺寸關系或其他因素的限制范圍內，選取設計變數，建立目標函數並使其獲得最優化值的一種設計方法。實際的工程優化設計按其原理不同區分為數學規劃法和准則法兩個分支，按其優化層次不同可分為總體方案優化和設計參數優化。<br />
5.2ANS丫S軟體中的設計優化<br />
ANSYS程序提供了分析一評估一修正的循環過程對設計方案進行優化，對初始設計進行分析，根據設計要求對分析結果進行評估，然後對設計進行修正。重復執行這一循環過程直到所有設計都滿足要求，得到最優設計方案。<br />
5.2.1優化方法<br />
ANSYS提供了零階方法和一階方法兩種優化方法。絕大多數的優化問題都可以使用這兩種方法。零階方法(直接法)是一個很完善的處理方法，其中有兩個重要的概<br />
念:目標函數和狀態變數的逼近方法，由約束的優化問題轉換為無約束的優化問題。該方法使用所有因變數(狀態變數和目標函數)的逼近，而不用他們的導數，用因變數的近似值工作，而不用實際函數;目標函數近似為最小值，而不是用實際的目標函數;狀態變數近似為使用設計約束，而不用實際狀態變數，可以很有效的處理大多數的工程問題。所有變數至少要適應所有的全部現有設計集，以形成近似式:<br />
一階方法(間接法)基於目標函數對設計變數的敏感程度，使用因變數的一階導數來決定搜索方向並獲得優化結果，因為沒有近似，所以精度很高，尤其是在因變數變化大，設計空間也相對較大時，更加適合於精確的優化分析。每次迭代涉及多次分析(對分析文件的多次循環)，以確定適當的搜索方向，因此分析時間較長。當零階方法不夠精確，而精度又非常重要時，要用一階方法進行優化。<br />
5.2.2優化工具<br />
ANSYS程序還提供了一系列的優化工具以提高優化過程的效率。優化工具是搜索和處理設計空間的技術。下面是常用的優化工具:單步運行:實現一次循環並求出一個FEA解。可以通過一系列的單次循環，每次求解前設定不同的設計變數來研究目標函數與設計變數的變化關系。隨機搜索法:進行多次循環，每次循環設計變數隨機變化。可以指定最大循環次數和期望和理解的數目。主要用來研究整個設計空間，並為以後的優化分析提供合理解。往往作為零階方法的先期處理。等步長搜索法:以一個參考設計序列為起點，生成幾個設計序列。按照單一步長在每次計算後將設計變數在變化范圍內加以改變，用於設計空間內完成掃描分析。對於目標函數和狀態變數的整體變化評估可以用本工具實現。<br />
乘子計演算法:是一個統計工具，用二階技術生成設計空間上極值點上的設計序列數值。主要用來計算目標函數和狀態變數的關系和相互影響。最優梯度法:對用戶指定的參考設計序列，計算目標函數和狀態變數對設計變數的梯度，可以確定局部的設計敏感性。<br />
5.2.3優化變數<br />
設計變數、狀態變數和目標函數總稱為優化變數。設計變數為自變數，優化結果的取得就是通過改變設計變數的數值來實現的。狀態變數是約束設計的數值，是「因變數」，是設計變數的函數，狀態變數可能會有上下限，也可能只有單方面的限制，即只有上限或下限。目標函數是設計最小化或最大化的數值，是設計變數的函數。目標函數值由最佳合理設計到當前設計的變化應小於目標函數允差。一個合理的設計是指滿足所有給定的約束條件(設計變數的約束和狀態變數的約束)的設計。如果其中任一約束條件不滿足，設計就被認為是不合理的。而最優設計是既滿足所有的約束條件又能得到最小目標函數值得設計。(如果所有的設計序列都是不合理的，那麼最優設計是最接近合理的設計，而不考慮目標函數的數值)<br />
5.3車身骨架的優化設計<br />
5.3.1參數化優化模型<br />
進行車身骨架的優化設計首先必須要建立車身骨架的參數化模型，我們採用了車身骨架的早期靜態有限元模型，作為其參數化模型的原型。由於該模型的建立沒有參數化，所以必須重新劃分單元，簡化模型，使骨架單元數控制在4000個以下，模型的簡化過程中保持計算偏差在8%以內，然後提取簡化模型的節點、單元、形參、單元類型等模型信息，通過這些信息生成優化分析文件。車身骨架是一個高次超靜定的復雜空間桿系結構，各桿件截面形狀並不相同，承受的載荷也非常復雜，如果將所有桿件截面參數都選取為設計變數，這是很不現實的。根據前面車身的靜力分析得出的計算結果，我們知道扭轉工況是車身承受的應力和扭轉最嚴重的工況，該車的剛度基本上達到要求，而強度不足，所以選擇扭轉工況下，車身骨架應力最高區，中「〕立柱附近區域、頂蓋中部區域和車身骨架應力相對較小的地方，後圍、<br />
側圍擱梁區域的桿件的截面尺寸參數作為設計變數。選擇車身骨架的應力作為狀態變數，以車身應力最大的五個點作為應力控制點，保證車身骨架的最大應力值小於材料的許用應力。選取車身重量作為目標函數，通過改變設計變數，在滿足車身應力強度的條件下，對車身進行輕量化。由於車身形狀比較復雜，精確計算車身<br />
重量比較困難，因此可以通過有限元分析計算單元的重量，然後逐個單元疊加來得到整體車身的重量。<br />
5.3.2計算結果<br />
採用ANSYS軟體提供的零階方法進行了30次迭代優化計算，車身總質量由以前的2169kg減少到2131kg;根據市場型材的規格及廠方實際生產條件，對主要桿件優化後的截面尺寸進行了尺寸處理，具體參數見表<br />
對彎扭工況下的車身，取優化後各桿件的截面尺寸，重新計算車身的彎曲應力，車身骨架在彎扭工況下的車身SX方向的應力分布如圖5.3所