① 模态识别时输入什么数据
模态识别的输入简称激励，激励的种类有多种，可以是加速度信号、位移信号、光信号等等，这取决于测试者的经济状态和测试条件，这涉及到传感器的选型，一般取加速度传感器。测试系统采集的信号是时域信号，经过laplace变换，将输出信号从时域转变为频域，传递函数就是输出的拉式变换比输入的拉式变化。你说的频响函数是传递函数的一种。频率指的是固有频率，是物体的固有属性，不随测试条件的改变而改变，阻尼、振型亦然。
② 模态&模态分析（2019.12.04）
一、基本概念
模态 ——模态是振动系统（机械结构）的一种固有振动特性，模态一般包含频率、振型、阻尼......
物体按照某一阶固有频率振动时，物体上各个点偏离平衡位置的位移是满足一定的比例关系的，可以用一个向量表示，这个就称之为模态。
模态参数 ——模态参数是指固有频率（模态频率）、模态振型、阻尼比（模态阻尼）、模态质量、模态刚度等。
主模态、主空间、主坐标 ——无阻尼系统的各阶模态称为主模态，各阶模态向量所张成的空间称为主空间，其相应的模态坐标称为主坐标。
模态阶数 ——模态阶数是指模态形状（振型）的阶数。阶数与振型相对应，有多少个振型就有多少个阶数。对一般形状的振型，可以看成是很多不同阶的形状的组合。对应基本周期的振型称为第一阶振型，比第一周期略小的（第二周期）对应的振型称为第二阶......第n阶，以此类推。
模态截断 ——理想情况下我们希望得到一个结构的完整的模态集，实际应用中既不可能也没必要。
不同阶的模态对响应的贡献度不同，比如对于低频响应来说，高阶模态的影响较小。
对于实际结构而言，我们感兴趣的往往是它的前几阶或十几阶模态，更高的模态常常被舍弃。这样尽管会造成一点误差，但频响函数的矩阵阶数会大大减小，使工作量大为减小。这样的处理方法称为模态截断。
模态泄露（不知道有没有这个概念） ——
模态分析 ——经典定义是将线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标变换成为模态坐标，使方程解耦，成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程，以便求出系统的模态参数。坐标变换的变换矩阵为模态矩阵，其每列为模态振型。
模态分析是指求模态参数的过程，分为解析（理论）模态分析、试验模态分析和工作模态分析。
有限元中模态分析的本质是求解矩阵的特征值问题，所以“阶数”就是指特征值的个数。将特征值从小到大排列就是阶次。实际的分析对象是无限维的，所以其模态具有无穷阶。但是对于运动起主导作用的只是前面的几阶模态，所以计算时需要计算前几阶的。
二、模态分析的用途
模态分析的最终目标是识别出系统的模态参数，为结构系统的振动特性分析、振动故障诊断和预报以及结构动力特性的优化设计提供依据。
模态分析技术的应用可以归结为以下几个方面：
1.评价现有结构系统的动态特性（自振周期、自振频率、振型和阻尼）；
2.在新产品设计中进行结构动态特性的预估和优化设计；诊断及预报结构系统的故障；
通过模态分析，可以搞清楚结构在某一易受影响的频率范围内各阶主要模态的特性，就可能预言结构在此频段内在外部或内部各种振源作用下实际振动响应。因此，模态分析是结构动态设计及设备的故障诊断的重要方法。
3.控制结构的辐射噪声；
4.识别结构系统的载荷。
三、模态分析&有限元分析
1.如何结合有限元分析对结构进行模态分析：
a.利用有限元分析模型确定模态试验的测量点、激励点、支持点（悬挂点），参照计算振型对测试模态参数进行辨识命名，尤其是对于复杂结构很重要。
b.利用试验结果对有限元模型进行修改，以达到行业标准或国家标准要求。
c.利用有限元模型对试验条件所产生的的误差进行仿真分析，如边界条件模拟、附加质量、附加刚度所带来的误差及其消除。
d.两套模型频谱一致性和振型相关性分析。
e.利用有限元模型仿真分析解决试验中出现的问题。
2.修正有限元结果修正
四、模态分析方法
模态分析方法有时域法和频域法。
1.时域法
时域法直接由结构的时间域自由响应，求得模态参数。典型方法有随机减量方法和时间序列方法；
随机减量方法
时间序列方法
2.频域法
频域法先把测试数据变成频域数据，然后进行模态参数识别。其主要包括主模态法和传递函数法等。 试验模态分析 是通过试验测定数据，确定模态参数的，属于频域法范畴。
主模态法 是利用多点正弦激振，使系统作纯模态振动，由此求得模态参数的。
传递函数法 一般是用单点激振，先求出结构的传递函数，再确定模态参数。
五、解析（理论）模态分析
六、试验模态分析
对被测试件上的各点施加激振力，同时测出其响应；接着用信号分析设备求出激振点与响应点之间的传递函数，如果要求振动模态，尚需对试件上的各点反复地求出传递函数；然后进行曲线拟合，识别得出固有频率、模态刚度、模态阻尼、模态质量和模态振型等参数；最后根据所得到的模态参数，在显示屏幕上将振动模态的动态过程显示出来。
试验模态分析的过程：对被测系统施加激励，同时测出其响应；由数据采集、处理分系统求出激振点与响应点之间的传递函数，然后进行曲线拟合求出被测系统的固有频率、模态阻尼、模态振型等参数。
激励分系统
主要包括信号源、功率放大器和激振器，可分为固定式和非固定式两种。目前应用最广泛的固定式激励系统激振主要有电动激振器和电动液压激振器，非固定式激励系统最常见的例子就是力锤激励。
大多数振动试验系统都需要一个装置使试验对象产生某种振动，这种装置根据是否与结构相连接，可分为连接式与非连接式。连接式激励中，最典型的装置是由一个或几个放置在地面上(或固定在支架上)的激振器与试验对象连接起来组成或是激振器只与结构相连接。在上述这些情况下激振器对结构的动态特性有一定程度的影响。另一些情况下采用非连接式激励：激励装置与试验对象不相连，力锤激励就是最熟悉的例子。有时可以给结构预加一个静载荷，突然释放这个预载荷会产生一个阶跃输入力。此外，声激励和磁激励也属于连接激励。
固定式激励系统常用激振器目前应用最为广泛的主要有电动激振器和电动液压式激振器。电动激振器是一种最为流行的激振器，输入信号通过置于磁场中的线圈，当信号电流交变时，线圈因受到交变力的作用而运动。通过动圈的连接装置驱动测试结构，从而产生振动。这类装置的电阻抗是随动圈运动的幅值而变化的。这种激振器可良好地工作在30Hz－50kHz的范围内。电液激振器利用液压原理进行功率放大，以产生很大的激励力。且能既加静载又加动载荷，整个机构较为复杂，价格昂贵，一般在较低频率范围激励及需要较大激励力的情况下应用。
激振器给试验对象的附加质量对结构的振动特性总会有一定程度的影响。一般，激振器与结构之间的连接是通过单向力传感器实现的，为了有效地测量激振力，要确保在力测量的方向去激励结构（如用拉压测力计时不要对结构施加弯矩）。因此，激振器和试验对象之间的连接应当在测量方向上是刚性的，而在所有其他方向上是很柔性的。此外、激振器可能对结构附加—定的质量、阻尼和刚度。
非固定式激励系统最重要的优点是不给结构附加任何质量，因而不会影响试验对象的动特性。最常见的例子就是力锤激励，另外还有预载－释放激励，声激励和磁激励等。对试验对象进行激励的目的是在规定频率范围内产生一定量级的力。例如用力锤输入一个冲激，就会产生较为光滑地延伸到指定频率的力。锤子和力传感器结合在一起构成一件仪器，即力锤。激振力的能量量级和频率展宽取决于操作者用力的大小、力锤的重量、锤头的硬度以及结构上被敲击点的可塑性。输入力越接近 脉冲(持续时间为零，力幅度无限大，冲量为一个单位)，激出来的基带频展就越宽。锤头硬，锤的质量小，试验对象表面硬，则力锤与试验对象之间的接触时间就短，这样激励信号就接近于 脉冲，激出的基带频展将达到很高的频率（比如10KHz）。锤子重，锤头软，接触时间就会加长，这样可以激出较低的频率来。极端情况，用锤激法可以激励共振频率很低的重型结构如建筑物、火车、船舶、地基等等。
测量分系统
主要由力传感器和运动传感器组成。在模态分析试验中经常用的传感器是以压电晶体为敏感元件的力传感器和加速度传感器。
测量分系统主要包括传感器，适调放大器及有关连接部分。最常用的传感器为压电式传感器。适调放大器的作用是调整传感器所产生的小信号，以便送至分析仪进行测量。
测量分系统主要由力传感器和运动传感器组成。
结构在激振器或力锤的激励下产生振动时，输入到机械系统的信号和从该系统输出的信号都必须进行测量。系统的输入一般是力，用力传感器测量。系统输出通常是结构上一些感兴趣点的位移、速度或加速度，这些输出量用运动传感器测量。
模态分析试验中经常用的运动传感器是以压电晶体为敏感元件的加速度传感器。当晶体变形时，它的两个极面上会产生与其变形成正比的电荷，而变形是与晶体受到的力成正比的。
在大多数模态分析测量中，压电力传感器代替了带有应变片的传统的测力计。压电力传感器的主要特性指标是最大力、最低频率和最高频率（与负载有关）以及灵敏度。对于很低频的测量，应变片式的动态测力计仍在使用。一般来说，力传感器对模态分析测量的影响比加速度计要小。
在机械结构的模态分析试验中，响应通常是结构物体的运动，以位移、速度或加速度来表示。理论上，测量这三个运动参数中的哪一个是无关紧要的。测量位移对低频情况更为重要，而高频情况下更强调测量加速度。速度的均方根值被称为“振动烈度”，因为振动速度与振动能量有着简单的关系。这可能是需要测量速度的重要原因。
然而，位移传感器和速度传感器一般都比较重。大部分运动传感器都是质量—弹簧系统，都有一个共振频率。位移传感器在它自身共振频率以上的频带内其输出信号与其位移成正比。这必然要求共振频率很低，从而需要有较大的质量、对于加速度计情况正相反。质量越小，把它粘在结构上时对结构的影响就越小，测量也就越精确。
加速度计的另一个好处是，在做常规的振动分析时，加速度信号可以通过积分电路正确地积分，从而得到速度和位移，而将速度传感器和位移传感器跟微分电路一起使用是不适合的，因为它会放大高频噪声。基于以上考虑使加速度计在模态分析试验中成为应用最广泛的运动传感器。
数据采集分系统
记录并处理测试数据，例如对频响函数的确定；
记录并处理由力传感器与运动传感器测试所得的信号数据，例如确定频率响应函数。
数据处理分系统
从测试得到的传递函数中通过曲线拟合确定模态参数（固有频率，阻尼比，振型等）；
从测试得到的频响函数中导出并确定模态参数(模态频率，模态阻尼比，模态振型向量等)；
在力学里面振型是各点振动幅值的比，就是对应特征方程的特征向量。
边界条件
（1）约束支承方式
将试验对象安装在基础上。理想的情况是基础绝对刚性、也就是当激励试验对象时，基础绝对不动，即激励力对基础的位移频响函数值为零。实际上这是不可能实现的。一般认为，如果在整个试验频带内，基础上的频响函数值远小于试验对象结构上的频响函数值，可以近似认为满足了约束支承的要求。为此，通常要求基础的质量至少为试验对象质量的10倍，这样，基础对试验对象动态特性的影响一般可忽略。
（2）自由支承方式
理想的自由状态是试验对象处于悬空状态，这时，试验对象结构有六个固有频率为零的刚体模态，其中三个为平移模态；三个为转动模态。实际上，真正的自由状态是难以在试验室内实现的，只能采用某种适当的方式（如空气弹簧和气、磁悬挂装置）支承试验对象，近似模拟自由状态。这时，试验对象刚体模态频率不再为零，它的值与试验对象质量特性和支承装置的刚度特性有关。为了减小悬挂系统（试验对象作为刚体与弹性支承装置组成的系统）对试验对象结构弹性模态的影响，要求悬挂系统具有较低的刚度、较小的附加质量和零摩擦力。悬挂系统的固有频率与悬挂点布置一般应满足下列要求；
1）悬挂系统的固有频率为试验对象结构弹性模态基本固有频率的1/10－1/5以下。否则，应考虑悬挂系统对试验对象弹性模态特性的影响；
2）悬挂点应尽量选在试验对象结构刚度较大的节点附近，避免结构悬挂的静应力引起结构刚度变化，并确保悬挂系统稳定；
3）减小悬挂系统引起的附加阻尼对结构试验对象的影响；
4）试验对象的悬挂方向最好与结构主振方向垂直。
3.模态试验中，试验夹具和支承系统的设计与验证相当重要。当发现夹具和支承系统的动态特性对所试验结构有明显影响时，应将试验对象连同夹具一起作为整体进行动态分析。随着试验对象结构愈来愈大，要设计一个具有理想界面或与试验对象耦合较小的夹具也愈来愈困难，费用也相当昂贵，有的需从试验方法（如惯性质量界面和残余柔度）去解决这些矛盾。
测点布置
模态的振型图最后将通过测点的振动来表达，所以对测点位置、分布密度的选择是十分重要的。测点布置太密使工作量无谓地加大，太疏又可能使试验模态振型表达不清楚。所以布点的原则是：以不遗漏模态为前提而又尽可能简化。如果对一个结构的振型难以预料，则可以通过有限元软件对其进行模态分析以对被测结构的模态特性有一个粗略的预估计，进而决定测点的布置。
一．最佳悬挂位置
在做模态试验时，一般希望将试验对象悬挂点选择在振幅较小的位置。为此需要预先确定最佳悬挂位置。
二．最佳激励位置
为保证系统的可辨识性(可控和可观)，一般要求激励点不应靠节点或节线太近。这就要求ODP(Optional
Driving Point)最佳激励点的位移响应值不等于零。激励点应该避免选择在ODP最佳激励点的值等于零之处，在该点激励，某些模态将不能被激励出来。
当使用力锤法时，最佳激励位置的选择除了应该满足ODP最佳激励点的值不等于零之外，还应该避免选择平均驱动自由度速度的值较大的那些点，因为在平均驱动自由度速度的值较大的那些点处，容易产生双击现象。
当使用激振器激励时，最佳激励位置的选择除了应该满足ODP最佳激励点的值不等于零之外，还应该避免选择平均驱动自由度加速度的值较大的那些点，因为在平均驱动自由度加速度的值较大的那些点处，激振器附加质量的影响较大。
三．最佳测试点的精度要求
测试点所测得的信息要求有尽可能高的信噪比，因此，测试点不应该靠近节点。注意到实际上使用的—般都是加速度传感器。实际测得的都是加速度信号、因此在最佳测试点的位置，其平均驱动自由度加速度的值应该较大。确定最佳测试点的方法通常用EI（Effective Independence）法[22]。
相关参数设置
传感器灵敏度、采样频率、试验频段选择、平均计算、触发方式、信号的记录长度、力信号加方窗、加速度信号加Exponential窗。
1）传感器灵敏度设置
信号分析中的信号往往是电压形式，分析结果也是一个与电压相关的量，与工程实际的物理量之间有一定的换算关系。为了减少分析误差，最好分析时将标准已知物理信号送入分析设备中，使分析设备上的数值与实际物理量之间建立直接的关系。也就是对传感器的灵敏度进行设置，建立起电压单位与物理单位之间的换算关系。
2）采样频率
若对信号作时域分析，则采样频率越高，信号的复原性越好。可取采样频率 为信号最高频率 的10倍。对于有些信号分析设备，采样点数是有一定限制的，采样频率高，所采得的信号记录长度就会短，会影响信号的完整性。
进行频域分析时，为了避免混叠，采样频率 最小必须大于或等到信号中最高频率的2倍，即 （采样定理）。在实际分析中，一般采样频率取为信号中最高频率的3～4倍。若只对信号中某些频率成分感兴趣，分析时的最高频率可取为感兴趣的最高频率。值得注意的是，有些信号分析设备作频域分析时采样点数为固定值，提高了，就合分析频带宽度增加，从而频率分辨率变差。
3）采样点数
进行时域分析时，采样点数越多，越接近原始信号。进行频域分析时，为了计算FFT的方便，采样点数一般取2的幂数，如：32，64，128，256等。
4）信号的记录长度
当 的采样点数N确定之后，分析信号的记录长度就确定了。每一段样本的长度为 。为了减小分析的幅值误差，分析中往往采取平均处理，这时信号的记录长度还与平均的段数q有关。信号的记录长度为 ， 为分段的信号长度。
5）平均计算
为了提高谱估计精度，需要对采样数据实现平均化处理。对信号采用多次取样，然后再进行平均处理，处理的方法一般有两种：一种是线性平均；另一种是指数平均。
6）试验频段选择
试验频段的选择应考虑机械或结构在正常运行条件下激振力的频率范围。通常认为，远离振源频带的模态对结构实际振动响应的贡献量较小，甚至认为低频激励激出的响应不含高阶模态的贡献。实际上，高频模态的贡献的大小除了与激励频带有关外，还与激振力的分布状态有关。因此，试验频段应适当高于振源频段。此外，如果属于部件试验，试验的结果将会用于和其他多个部件进行装配综合分析，以求取整体结构的模态。那么为使整体模态具有更高的精度，部件模态的试验频段应适当放宽些，以求取较多的模态。部件模态过少而部件装配时各部件之间的联接点较多时，可能使整体综合分析不能进行。
6）触发方式
触发方式决定了采样时每段样本的开始点。它的合理选择，对于捕捉瞬态信号或要求被采集信号同眇运算作用很大。解发方式一般有以下几种：自由触发，信号触发，预触发，外触发等。对于脉冲信号而言，一般很难捕捉到，采样早了信号没有到来，采样晚了信号已过去。这种情况下，可用信号本身的电平来触发。可以将触发电平调到比噪声电平稍高一点，这样，没有脉冲信号时，噪声无法触发采样系统而不能采样；当出现脉冲信号，达到预置的触发电平后，采样系统立刻进行采样。采用这种触发方法，可确保采到所要分析的脉冲信号。如果没有信号，采样系统不会工作，一直到下一次脉冲信号出现时，才会再次采样。这样，既保证了每次无遗漏地采到所要的脉冲信号，又将大量不需要的噪声排除在外。
准备试验——互易性分析
（1）线性假设，即假设结构及其动态特性是线性的。就是说任何输入组合引起的输出等于各自输出的组合。
（2）时不变性（即定常）假设，即假设结构的模型及其动态特性不随时间而变化，因而微分方程的系数矩阵是与时间无关的常数矩阵。当系统因测试附加传感器而产生的附加质量后，仍保持其时不变性。
（3）可观测性假设，即假设用以确定我们所关心的系统动态特性所需的全部数据是可以测量的。为了避免出现可观测性问题，应该合理选择响应自由度。
（4）互易性假设，即假设结构遵从Maxwell互易性原理，即在q点输入所引
在实验过程中，由于多种实际因素的影响，使得实验所得的原始数据中常常包含有干扰因素。利用试验模态分析技术研究机床动态特性的一个重要前提就是机床结构应该满足各种假设的条件与范围。特别对多种结合部的复杂机床结构系统，为保证试验的可靠性和有效性，模态试验前应进行以下前期的准备试验：
互易性检验：模态分析的理论基础是建立在线性系统基础上的。这就要求测试前机床结构的非线性误差比较小。在脉冲激振试验中可以通过互易测点和敲击点的方法进行检验，既要满足互易定理： 。
准备试验——相干性分析
在试验过程中，由于多种实际因素的影响，使得试验所得的原始数据中常常包含有干扰因素。利用试验模态分析技术研究结构的动态特性有一个重要的前提就是结构应该满足各种假设的条件与范围。特别对结合面的研究系统，为保证试验的可靠性和有效性，测试数据前应进行以下准备试验：利用激振力的频谱 和加速度的频谱 可计算出相干函数 。相干函数 在0～1之间，它表征实验结果的可靠性以及评价传递函数估计的可信度。一般情况下， 越接近于1，表明实验所受的干扰越小，实验的结果越可靠，通常要求相干函数应大于0.8，最好是大于0.9。
a)对被测结构的线性假设进行检验。一般采用互易性检验，即互换响应与激励的位置，在对应的方向上其传递函数变化不大。
b)响应信号的可靠性分析。即可以根据响应信号频谱与激励信号频谱计算出相干函数 。相干函数
在0～1之间，它表征实验结果的可靠性以及评价传递函数估计的可信度。一般情况下， 越接近于1，表明实验所受的干扰越小，实验的结果越可靠，通常要求相干函数应大于0.8，最好是大于0.9。
传递函数测试
由模态试验理论可知，获得全部模态信息，只需测得传递函数矩阵中的一行或一列，因此，对测量传递函数的方法可分两种，一种是固定激励，逐点拾振；另一种是响应固定，逐点激励。为了尽量消除干扰信号，往往采用多次测量,然后取平均。
模态参数识别
最后将所测传递函数导入模态识别软件，通过曲线拟合识别得到各阶试验模态参数，主要包括模态频率、模态振型、模态阻尼比等。
六、模态分析&有限元分析
结合有限元分析进行模态分析：
1.利用有限元分析模型确定模态实验的测量点、激励点、支持点（悬挂点），参照计算振型队测试模态参数进行辨识命名，尤其是对于复杂结构
③ ANSYS 模态分析中如何提取指定方向的模态
问题：：一个圆形梁结构，一端固定，另一端自由。在进行模态分析时，分析出来的结果包括绕轴向（假设为X轴）的扭转振动、另两个方向的弯曲振动，沿轴向的纵向振动，有没有办法从所有频率中提取出某个特定方向的振动频率，如只提取绕 Y 轴的弯曲振动频率？回答：在求解模态的过程中，接近求解结束时，求解器会输出各个模态在 6 个自由度方向的参与因子、有效质量等数据，可以用来判断不同固有频率的主要振动方向，就可以满足你的要求了。 如下是我做的一个试验模型，各固有频率在 X 方向的相应数据，其中： 第 4 列 - 参与因子 partic.factor、 第 5 列 - RATIO 比率 倒数第 2 列 - EFFECTIVE MASS 有效质量 都可以用来判断该自由度方向的主要振动频率。其中数值较大的频率即为 x 方向的主要振动频率： ***** PARTICIPATION FACTOR CALCULATION ***** X DIRECTION - X 方向参与因子计算CUMULATIVEMODE FREQUENCY PERIOD PARTIC.FACTOR RATIO EFFECTIVE MASS MASSFRACTION1 0.222317E-02 449.81 0.39705E-07 0.000000 0.157649E-14 0.628139E-23 2 0.331743E-02 301.44 14588. 1.000000 0.212818E+09 0.847957 3 0.332245E-02 300.98 0.86343E-06 0.000000 0.745503E-12 0.847957 4 0.413432E-02 241.88 0.11602E-08 0.000000 0.134596E-17 0.847957 5 0.451291E-02 221.59 6143.4 0.421117 0.377411E+08 0.998334 6 0.544085E-02 183.79 0.50899E-09 0.000000 0.259072E-18 0.998334 7 0.982385E-02 101.79 -0.48139E-08 0.000000 0.231739E-16 0.998334 8 0.109711E-01 91.148 -0.11082E-09 0.000000 0.122817E-19 0.998334 9 0.146079E-01 68.456 -542.28 0.037172 294063. 0.999505 10 0.152870E-01 65.415 -0.93445E-09 0.000000 0.873195E-18 0.999505 11 0.153817E-01 65.012 0.48326E-09 0.000000 0.233540E-18 0.999505 12 0.194497E-01 51.415 352.40 0.024156 124187. 1.00000 13 0.203595E-01 49.117 0.83660E-07 0.000000 0.699905E-14 1.00000 14 0.216013E-01 46.293 -0.29377E-06 0.000000 0.863011E-13 1.00000 15 0.221281E-01 45.191 0.10871E-05 0.000000 0.118169E-11 1.00000 SUM OF EFFECTIVE MASSES= 0.250978E+09 例如，使用其中的有效质量 (EFFECTIVE MASS) 来判断 X 方向的主要振动模态，即几个有效质量较大的模态，在此为频率 2，5，9，12。 用参与因子或比率判断也得到同样结果。 同样可以找到在另外 5 个自由度方向的主要振动频率。 为了保存这些数据，可以在求解前执行命令： /output, file_name, ext_name 把中间结果存放到一个文件中，以便求解结束后查看各固有频率的参与因子、有效质量等。
④ 什么是弯曲模态什么是振动模态
模态是结构振动分析中的概念，它用来描述结构振动的基本形式。模态有阶数而言，且某一阶模态与一个固有频率相对应。
实际的结构复杂多样，基本振动形式无非有纵向振动、横向振动和扭转振动。这样，振动模态就有纵向振动模态，横向振动模态和扭转振动模态，你说的弯曲模型应该和横向振动模态相对应。
讲这方面的书很多，只要讲振动方面的书都会涉及到，可以参阅，哈工大，邹经湘的高等动力学。
⑤ 利用abaqus进行模态分析后，得到了模态振型图，问如何得到模态振型数据，或者如何得到模态矩阵
可以使用python脚本读取。使用python读取odb文件，其中包含了所有节点的数据，相关知识可以查阅书籍和网站，abaqus的python二次开发。
输出矩阵的话如果只想要质量阵或者刚度阵，可以参考如下资料：网页链接
第一堂课免费！
⑥ 橡胶材料的模态分析除了输入本构模型所需要的参数之外,还需要哪些参数呢
还需要输入刚度和阻尼，阻尼如果不知道的话也可以不输，不影响模态分析
⑦ ansys模态分析扭转弯曲振型怎么获得，如可查看
这个振型需要自己分析，一般是XY旋转方向，或者是其他的两个旋转方向，如果某个模态在这个方向变形明显，也就是占有的有效质量比较大，那就是这个模态，然后选择这个模态的振型就可以了，在计算完，后面的dos框里面会有这种有效质量的数据列表，细心点看就会明白的
⑧ ansys 做振动问题是用模态分析么 需要哪些参数啊
振动问题一般有四种分析吧
模态分析
谐波分析
频谱分析
还有屈曲分析
每个分析需要参数都不是完全一样的，你找本书看下，或者是在help文档里面自己找Overview of Structural Analyses
有阻尼的话，有以下几种方式输入，后面的命令
Damping (Dynamics) Options
Alpha (mass) Damping ALPHAD
Beta (stiffness) Damping BETAD
Material-Dependent Damping Ratio MP,DAMP
Element Damping (applied via element real constant) R
Constant Material Damping Coefficient MP,DMPR
不同情况阻尼输入是不一样的！
具体阻尼的情况在瞬态动力学中有个阻尼的特殊说明：5.9.3. Damping
⑨ UG 6.0进行模态分析的具体步骤要求举例说明，将命令按钮和操作步骤交代清楚，这是专业技术，急！重谢！
首先讨论了如何在UG软件中完成客车车身的数值模型及如何将此数值模型进行简化转化成客车车身有限元模型，接着在ANSYS软件中对设计的客车车身骨架结构进行了静态弯曲工况、扭转工况和弯扭工况三种工况下，车身结构的强度和刚度的分析，并对该车进行了动态分析。
基于UG软件的客车车身曲面设计，客车车身曲面不同于轿车车身曲面，其曲面最复杂的地方集中于车头和车尾，侧围和顶盖的曲面相对而言较为简单。所以对于客车车身外表面最方便易性的构造方法是直接由车身的二维轮廓线出发，在计算机上绘制出车身的主要轮廓线，再由这些轮廓线出发构造车身外表面模型。由此，我们定出了9根车身外表面轮廓线，通过这些轮廓线可确定车身外表面的基本形状。如侧围曲面可由。1曲线沿c2曲线平行扫掠构成;顶盖曲面由c6,c4和c8曲线沿0曲线扫掠而成;后围曲面由0和c9曲线沿c8曲线扫掠而成;前围曲面较为复杂，除需要车身外表面主要轮廓线c5和c6曲线外，还需根据车身的造型特点，再另外构造3根曲线，才能生成前围曲面。
侧围主视向轮廓线(客车左右侧对称，可任选一根);侧围俯视向轮廓线(一般中间是直线，两端向前后围缩一偏移顶盖侧视向轮廓线;顶盖主视向轮廓线(一般顶盖为大圆弧，两端为与侧围主视向轮廓的上部相切的倒圆弧线);前围与侧围相交处轮廓线
(客车左右侧对称c6:前围与顶盖相交处轮廓线c7:后围与侧围相交处轮廓线(客车左右侧对称);c8:后围与顶盖相交处轮廓线;
c9:后围侧视向轮廓线。
为确保轮廓线的光顺性，使用UG软件的曲线分析功能，对这9根车身外表面轮廓线的曲率进行分析、编辑和调整。
3种分析方法:<br />
1.基于UG软件的车身骨架设计
由于客车车身骨架截面在各个不同的空间位置上其形状和大小都保持不变，故用UG构造客车车身骨架时，可采用曲面扫描法，求出骨架杆件截面的空间运动轨迹(即车身骨架杆件外表面中心线)，将该截面沿其空间运动轨迹扫掠即可得车身骨架的实体模型。又因为客车车身骨架是一个空间多层次的杆件结构，分为底架，前围、后围、左侧围、右侧围和顶盖六大部分，在具体设计时，先根据六大片的设计参数进行布局设计，一般是先进行底架布局设计，确定底盘各总成的具体布置位置后，再根据底架设计中的一些关键参数进行前、后围、左右侧围及顶盖的设计;然后利用在UG上已建立好的车身表面数字模型和骨架六大片布局设计参数求取车身骨<br />
架与车身表面数值模型的截交线即车身骨架杆件外表面中心线，构造出车身六大片的线框模型。根据客车车身结构需要，选取合适的骨架构件截面，如矩形、槽形、L形(角钢)和工字型等，由此截面沿车身六大片的线框模型扫掠构造出车身六大片骨架实体模型。最后利用UG的装配模块，进行整车装配，生成车身骨架图。
2模型的简化
因为建立车身有限元模型时，既要如实的反映客车车身实际结构的重要力学特性，又要尽量采用较少的单元和简单的单元形态，以保证较高的计算精度及缩小解题规模。在有限元模型中，我们一般人为的用一根通过截面形心的直线来代替具有一定横截面尺寸的实际构件。所以在利用ANSYS软件的数据接口程序导入在UG中完成的客车骨架结构图时，只需导入车身骨架线框图并对其进行以下简化:1、略去蒙皮和某些非承载构件;2、将车身中的各微曲梁进行直化处理，侧围和顶盖中一些曲率较小的构件近视的看作由直梁单元分段组成;3、对于两个靠得很近而又不重合的交叉连接点则可考虑简化为一个节点来处理。4、对于邻接构件在空间交接的轴线不重合，出现了两个离得很近的节点，在力学特性上它们的变形很接近，把它们简化成一对主从节点，这样就避免了可能出现的总刚度阵的病态，同时也可提高结构分析的效率。5、对于空间叠交的两焊接梁，若其中心线的距离a较大，平移其中一梁中心线将引起不可忽略的误差，则可于模型中加一个长度为a的梁(该梁截面、材料特性参数为两梁中较大者)来连接两梁。例如，底横梁与车架纵梁之间就存在着很大的“偏心”，横梁置于车架纵梁之上，两轴线相差距离为0.5(h+H)。为了使模型根接近实际，将底横梁于车架纵两连接处分量各节点考虑，并设其间有一刚臂连接;6、对于两同向焊接梁，因其焊接处强度近似于材料内部强度，故可将其视为一根梁来简化;
7、对线梁单元采取刚度补偿的方法来降低误差。以线单元表示梁，要满足梁相交的空间拓扑关系，须将其中的某些梁单元线延长至相交，这样处理将大大降低梁单元的刚度，使得位移解偏大而应力解偏小，同时增加了额外的重量。采用刚度补偿的方法来降低误差，经补偿前后结果比较后，己验证了该方法简单有效。以梁单元xoy平面内弯曲((1轴为x轴，2轴为z轴)为例，说明该补偿方法。采用二节点Hermite单元的有限元求解方程Ka=p的单元刚度矩阵K“和位移矢量1其中，l为梁单元沿1轴的长度，。，为单元节点1处的挠度，乓为单元节点l处的转角，由于模型中的梁单元比实际的延长了△l，故可通过改变E或者Iz来抵消该变化，使K“基本不变。8、确定单元长度l。用有限元法分析梁弯曲问题时，于二节点Hermite单元中，试探函数(形函数)采用3阶完全多项式，位移解的误差是o(l小若梁单元长度过长，则会引起较大的位移误差。在分析车身梁单元模型时，经FEA验证当梁单元长度15400mm时，其解已收敛到足够的精度。梁单元长度l也不应划分得过小，若梁单元长度Z过小(接近于截面尺寸)，主从自由度的原理将不再适用，模型单元简化为梁单元也就不合理。各相邻梁单元长度1相差也不应过大，理论和实践已证明，l相差过大将引起较大的刚度壁，这易导致刚阵病态而得不到方程组的解。根据以上模型的简化原则，样车车身骨架被划分为3044个长度不等，截面形状各异的单元和5929个节点。
3载荷处理
在车身计算模型中，载荷可按如下方式处理:1、对于车身骨架的自重，在ANSYS软件前处理程序中输入骨架材料的密度和重力加速度，程序便根据所输入的单元截面形状、实常数自动将单元载荷因子的信息计入总载荷，进行计算
2、安放在车身或车架上的汽车总成、设备重力，如发动机总成、备胎、蓄电瓶、油箱等，可作为集中载荷，按安放点的实际位置及各位置所分担的重力，作用于相应的节点上。
3、载重力，如乘员及座椅的重力，可作为集中载荷，按支点跨距分配于相应梁的结点上。车上有站立乘员者，可按每平方实际站立人数，作为均布载荷作用于地板上并传到底架梁单元上。由于在有限元法中认为内力或外力均由结点来传递，在整体刚度方程中的载荷项均为结点载荷。因此，当梁单元受有均布载荷或其他非节点载荷时，必须将其向结点移置，即将非结点载荷换算成作用在结点上的效果相当的集中载荷(称等效结点载荷)。非结点载荷移置方法如下
有非结点载荷作用的单元的两端位移完全约束住，再根据材料力学中求支反力的方法，求得梁单元两端的反力，称固端力，记作仇}02、将固端力反号，并进行坐标变换，即得整体坐标系中的等效结点载荷，可将它直接送入结构整体刚度方程的载荷向量中去进行计算。在ANSYS软件中，如果先在车身有限元模型上加载再进行网格划分能直接将非结点载荷转换成等效结点载荷。<br />
4边界约束条件
钢板弹簧除了作弹性元件外，还起导向作用，因此其在各个方向上均有刚度，且其在其他方向上的刚度要比垂直方向上的刚度大得多，故用刚性梁一柔性梁结构模拟钢板弹簧。在约束处理中忽略轮胎的变形。悬架弹簧刚度K用水平柔梁的垂直弯曲刚度来等效;对于刚性梁，为使其受力时垂直位移远小于水平柔梁的垂直位移，取其轴向刚度为6.0x106N/mm。刚性梁截面取为正方形，面积由式A=KxLIE计算。
5.强度分析工况<br />
客车的使用工况很复杂，有弯曲工况、扭转工况、转弯工况和加速工况等。理论分析、室内试验和使用实践都表明，直接关系到车身结构强度的主要是弯曲和扭转两种工况。<br />
I、弯曲工况<br />
客车在平坦路面上以较高车速行驶时，路面的反作用力使车身承受对称的垂直载荷。它使车身产生弯曲变形，其大小取决于作用在车身各处的静载荷及垂直加速度。在ANSYS中通过约束四车轮六个方向的自由度来模拟计算客车在平坦路面上，以较高车速满载行驶产生对称垂直动载荷时，车身的刚度和强度。2、扭转工况<br />
扭转工况是车身变形最严重的工况，一般都是当汽车以低速通过崎岖不平路面时发生的。此种扭转工况下的动载，在时间上变化得很缓慢，当然此时惯性载荷也很小，所以，车身的扭转特性可以近似的看作是静态的，许多试验结果也都证实了这一点，即静扭试验下的骨架强度可以反映出实际强度。也就是说，静扭时骨架上的大应力点，就可用来判定动载时的大应力点。文中将讨论两种扭转工况，右前轮悬空工况和左后轮悬空工况。通过约束左后轮X,Y,Z方向的平动自由度和Z方向的转动自由度，左前轮和右后轮Z方向的平动自由度，来模拟车身右前轮悬空，左后轮陷入坑中的扭转工况。通过约束右前轮X,Y,Z方向的平动自由度和Z方向的转动自由度，左前轮和右后轮Z方向的平动自由度，来模拟车身左前轮悬空、右后轮陷入坑中的扭转工况。<br />
4.2.2刚度分析工况<br />
车身结构的刚度是指车身结构反映出的载荷与变形之间关系的特性。刚度不足，会引起车身的门框、窗框等开口处的变形大，以至车门卡死、玻璃砸碎、密封不严导致漏雨、渗水及内饰脱落等问题，还会造成车身振动频率低、发生结构共振，破坏车身表面的保护层和车身的密封性，从而削弱抗腐蚀能力。车身刚度包括扭转刚度和弯曲刚度两部分，理论分析和许多试验结果都表明，客车车身的弯曲变性很小，故只需考虑其弯扭工况下的扭转刚度。我们用整车总长之间车身对角线相对扭角、左右上大梁的相对扭角状况、底架两纵梁的相对扭角状况来表达车身的扭转变形。<br />
4.2.3动态特性研究<br />
用模态综合法来研究整车振动特性和动载荷时，车身结构的模态频率是最重要的参数之一。用它能够预测车身与其它部件如悬挂系统、路面、发动机及传动系等系统之间的动态干扰的可能性，通过合理的设计可以避开共振频率，一般希望车身结构整体一阶模态频率越高越好。<br />
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4.3.1强度计算结果及分析<br />
1、弯曲工况<br />
弯曲工况下，车身的弯曲应力如图4.3所示。弯曲应力集中的区域有:底架主纵梁与前后钢板弹簧支撑梁位置处(50-90Mpa);车顶中部与侧窗上沿的过渡连接区(30-40Mpa);中门立柱上半部的附近区域(10-30MPa);前门立柱上半部的附近区域(10-40MPa)。其中应力最大的地方是底架主纵梁与后钢板弹簧支承梁位置处，应力值为90MPao<br />
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2、右前轮悬空工况<br />
右前轮悬空工况下，车身X方向的应力分布如图4.4所示。应力集中的区域有:底架主纵梁与前后钢板弹簧支撑梁位置处(60-123Mpa);车顶中部与侧窗上沿的过渡连接区(40-60Mpa):中门立柱上半部的附近区域(60-70MPa)。其中应力最大的地方是底架主纵梁与后钢板弹簧支承梁位置处，应力值为123Mpao<br />
3、左后轮悬空工况<br />
左后轮悬空工况下，车身X方向的应力分布如图4.5所示。应力集中的区域有:底架主纵梁与前后钢板弹簧支撑梁位置处(80一125Mpa);车顶中部与侧窗上沿的过渡连接区(60一90Mpa);中门立柱上半部的附近区域(90-177MPa)。其中应力最大的地方是中门上门梁位置处，应力值为177MPa<br />
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通过上述三种工况的计算，我们知道弯曲工况下车身骨架的应力水平较小，应力值大于50Mpa的单元数目为30个，仅占单元总数的0.9%;右前轮悬空工况下，车身骨架的应力水平要比弯曲工况下的应力水平高很多。由于发动机后置，左后轮悬空工况(弯扭联合工况)是客车行驶过程中最恶劣的工况。考虑到客车行驶过程中的动载荷、疲劳及材料缺陷引起的应力集中等问题，取安全系数为1.5，则骨架材料Q215A3钢的许用屈服应力[cr]-153MPa，底架材料09SiV低合金结构钢的许用屈服应力<br />
叶卜220MPa。可以看出，在弯扭工况下，中门上门梁位置处的应力超过了许用应力，需要对门梁的截面尺寸进行优化。另外，从整个结构来看，应力分布是不均匀的，且大小相差几个数量级。这无疑将造成材料的浪费，增大整个车身的重量。因此，从应力角度分析，可以通过优化方钢厚度来合理经济的使用材料。多梁相交处的应力值特别大，去掉一些可取掉的单元后，交点处的应力值将大大降低。<br />
4.3.2刚度计算结果及分析<br />
1、右前轮悬空工况<br />
车身右前角区域从车顶至车架各部分均有较大的位移，而且越靠近角<br />
部位移越大，垂直方向向下的最大位移为11.868mm。车身变形如图4.6<br />
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4.3.3模态计算结果及分析<br />
模态分析主要是计算车身固有频率和振型。整体车身空间框架模型的6阶固有频率如表4.9所示，前六阶振型车身的变形如图4.10-4.15所<br />
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图4.15车身骨架第六阶振型图<br />
车身骨架的动态优化设计要求车骨架的模态频率错开载荷激振频率。同时为防止第一阶弯曲模态和第一阶扭转模态的祸合效应，要求这两种固有频率错开3Hz以上。虽然由于客车模型略去了蒙皮的影响，略去了非承载构件，所计算的车身固有频率比实际的要低，但是该车前六阶固有频率集中在5-13Hz，而路面激励频率又往往低于20Hz，且第一阶弯曲模态和第一阶扭转模态的固有频率仅错开了2Hz左右，因而在客车行驶过程中产生局部振动的构件受此激励将在客车内部形成噪声源，影响到乘客的乘座舒适性。<br />
4.4结论<br />
从原模型计算结果可以看出，该车车身骨架的高应力区共有3个部位:中门立柱附近区域;车顶中部与侧窗上沿的过渡连接区和底架主纵梁与前后钢板弹簧支撑梁位置处。2、由计算结果可知，该车在弯曲工况下，骨架的变形和应力均较小，表明该车在静载下满足强度和刚度要求;在左后轮悬空工况下，除了车身中门门上梁中间部位应力超过了许用应力，车身骨架的其他单元应力都未超过许用应力。而左后轮悬空工况是车身变形最严重的工况，实际上由于该车是城市公交车，不可能出现如此严重的扭转工况，因此该车车身结构是能够满足强度使用要求。<br />
3、由计算结果可知，总体上车身骨架的变形量相对较小，对于车身刚度而言，从整体结构考虑，门窗对角线变形大小尤为重要。从整理的弯扭工况下车身骨架各节点变形数据中可看出，弯扭工况下各门窗对角线位移均较小，因此该车车身结构是能够满足刚度使用要求的。<br />
4、由车身模态分析可知，车身骨架前六阶的固有频率都低于20Hz，而路面激励频率又往往低于20Hz，这会造成车身骨架发生共振，造成车内噪声过大，因此进行车身结构的动态优化设计，提高车身的固有频率很有必要。<br />
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5车身结构的优化设计<br />
5.1优化设计的基本概念一般的工程问题都有许多可行的设计方案，如何根据设计任务和要求从众多的可行性方案中，寻求一个最好的方案，是设计工作者的首要任务。实践证明，结构的优化设计是保证产品具有优良的性能，减轻结构自重或体积，降低工程造价的一种有效方法。优化方法的出现可追溯到Newton,Lagrange和Cauchy时代，由Newton,Leibnitz和Weirstrass等奠定了变分学的基础;Lagrange创立了包含特定乘子的约束问题优化方法，并将其命名为Lagrange乘子法;Cauchy最早应用最速下降法来求解无约束极小化问题。尽管如此在20世纪中以前，优化法的进展甚小。直到后来，高速计算机的出现，才使优化程序成为可能，促使了各种新方法的进一步发展。五十年代以前，用于解决最优化问题的数学方法，仅限于古典微分法和变分法。无约束优化数值方法领域中的主要进展只是在60年代才在英国形成，数学规划方法被首次用于结构最优化，并成为优化设计中求优方法的理论基础，线性规划和非线性规划是其主要内容。1947年，Dantzig提出求解线性规划问题的单纯形法;1957年，Bellman对动态规划问题提出了最优化理论。60年代初，Zoutendijk和Rosen对非线性规划右很大贡献。Canon,Fiacco和Mclomick的研究使很多非线性规划问题能用无约束优化方法予以解决。几何规划是60年代由Duffin,Zener和Peterson发展起来的。概括来讲，优化设计工作包括以下两部分内容:1、将设计问题的物理模型转变为数学模型，建立数学模型时要选取设计变量，列出目标函数，给出约束条件。2、采用适当的优化方法，求解数学模型，可归结为在给定的条件下求目<br />
标函数的极值和最优化值的问题。机械最优化设计，就是在给定的载荷或环境条件下，在对机械产品的性能、几何尺寸关系或其他因素的限制范围内，选取设计变量，建立目标函数并使其获得最优化值的一种设计方法。实际的工程优化设计按其原理不同区分为数学规划法和准则法两个分支，按其优化层次不同可分为总体方案优化和设计参数优化。<br />
5.2ANS丫S软件中的设计优化<br />
ANSYS程序提供了分析一评估一修正的循环过程对设计方案进行优化，对初始设计进行分析，根据设计要求对分析结果进行评估，然后对设计进行修正。重复执行这一循环过程直到所有设计都满足要求，得到最优设计方案。<br />
5.2.1优化方法<br />
ANSYS提供了零阶方法和一阶方法两种优化方法。绝大多数的优化问题都可以使用这两种方法。零阶方法(直接法)是一个很完善的处理方法，其中有两个重要的概<br />
念:目标函数和状态变量的逼近方法，由约束的优化问题转换为无约束的优化问题。该方法使用所有因变量(状态变量和目标函数)的逼近，而不用他们的导数，用因变量的近似值工作，而不用实际函数;目标函数近似为最小值，而不是用实际的目标函数;状态变量近似为使用设计约束，而不用实际状态变量，可以很有效的处理大多数的工程问题。所有变量至少要适应所有的全部现有设计集，以形成近似式:<br />
一阶方法(间接法)基于目标函数对设计变量的敏感程度，使用因变量的一阶导数来决定搜索方向并获得优化结果，因为没有近似，所以精度很高，尤其是在因变量变化大，设计空间也相对较大时，更加适合于精确的优化分析。每次迭代涉及多次分析(对分析文件的多次循环)，以确定适当的搜索方向，因此分析时间较长。当零阶方法不够精确，而精度又非常重要时，要用一阶方法进行优化。<br />
5.2.2优化工具<br />
ANSYS程序还提供了一系列的优化工具以提高优化过程的效率。优化工具是搜索和处理设计空间的技术。下面是常用的优化工具:单步运行:实现一次循环并求出一个FEA解。可以通过一系列的单次循环，每次求解前设定不同的设计变量来研究目标函数与设计变量的变化关系。随机搜索法:进行多次循环，每次循环设计变量随机变化。可以指定最大循环次数和期望和理解的数目。主要用来研究整个设计空间，并为以后的优化分析提供合理解。往往作为零阶方法的先期处理。等步长搜索法:以一个参考设计序列为起点，生成几个设计序列。按照单一步长在每次计算后将设计变量在变化范围内加以改变，用于设计空间内完成扫描分析。对于目标函数和状态变量的整体变化评估可以用本工具实现。<br />
乘子计算法:是一个统计工具，用二阶技术生成设计空间上极值点上的设计序列数值。主要用来计算目标函数和状态变量的关系和相互影响。最优梯度法:对用户指定的参考设计序列，计算目标函数和状态变量对设计变量的梯度，可以确定局部的设计敏感性。<br />
5.2.3优化变量<br />
设计变量、状态变量和目标函数总称为优化变量。设计变量为自变量，优化结果的取得就是通过改变设计变量的数值来实现的。状态变量是约束设计的数值，是“因变量”，是设计变量的函数，状态变量可能会有上下限，也可能只有单方面的限制，即只有上限或下限。目标函数是设计最小化或最大化的数值，是设计变量的函数。目标函数值由最佳合理设计到当前设计的变化应小于目标函数允差。一个合理的设计是指满足所有给定的约束条件(设计变量的约束和状态变量的约束)的设计。如果其中任一约束条件不满足，设计就被认为是不合理的。而最优设计是既满足所有的约束条件又能得到最小目标函数值得设计。(如果所有的设计序列都是不合理的，那么最优设计是最接近合理的设计，而不考虑目标函数的数值)<br />
5.3车身骨架的优化设计<br />
5.3.1参数化优化模型<br />
进行车身骨架的优化设计首先必须要建立车身骨架的参数化模型，我们采用了车身骨架的早期静态有限元模型，作为其参数化模型的原型。由于该模型的建立没有参数化，所以必须重新划分单元，简化模型，使骨架单元数控制在4000个以下，模型的简化过程中保持计算偏差在8%以内，然后提取简化模型的节点、单元、形参、单元类型等模型信息，通过这些信息生成优化分析文件。车身骨架是一个高次超静定的复杂空间杆系结构，各杆件截面形状并不相同，承受的载荷也非常复杂，如果将所有杆件截面参数都选取为设计变量，这是很不现实的。根据前面车身的静力分析得出的计算结果，我们知道扭转工况是车身承受的应力和扭转最严重的工况，该车的刚度基本上达到要求，而强度不足，所以选择扭转工况下，车身骨架应力最高区，中“〕立柱附近区域、顶盖中部区域和车身骨架应力相对较小的地方，后围、<br />
侧围搁梁区域的杆件的截面尺寸参数作为设计变量。选择车身骨架的应力作为状态变量，以车身应力最大的五个点作为应力控制点，保证车身骨架的最大应力值小于材料的许用应力。选取车身重量作为目标函数，通过改变设计变量，在满足车身应力强度的条件下，对车身进行轻量化。由于车身形状比较复杂，精确计算车身<br />
重量比较困难，因此可以通过有限元分析计算单元的重量，然后逐个单元叠加来得到整体车身的重量。<br />
5.3.2计算结果<br />
采用ANSYS软件提供的零阶方法进行了30次迭代优化计算，车身总质量由以前的2169kg减少到2131kg;根据市场型材的规格及厂方实际生产条件，对主要杆件优化后的截面尺寸进行了尺寸处理，具体参数见表<br />
对弯扭工况下的车身，取优化后各杆件的截面尺寸，重新计算车身的弯曲应力，车身骨架在弯扭工况下的车身SX方向的应力分布如图5.3所
⑩ ansys模态分析的一阶的 弯曲 和 扭转怎么用图表达出来还有 要怎样区分。小弟在写论文 急急！
用图表达,很简单。你把弯曲的两个极限位置画在一个图里，一个用蓝色，一个用红色不就完了。至于区分。弯曲的运动方向只有一个，扭转的运动方向是两个。。