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Lezione XX
Sistemi vibranti a 1gdl-Moto libero e forzato non smorzato
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/2001
1
EFFETTI DELLA DEFORMABILIT DINAMICA(MECCANICA DELLE VIBRAZIONI)
Per le macchine viste finora, quasi sempre possibile effettuare uno studio considerandole a un sologrado di libert, dove ogni elemento ritenuto rigido.
In realt essi sono approssimati, pertanto i nostri schemi sono approssimati.
La deformabilit degli elementi componenti pu essere voluta o indesiderata: a es. le sospensioni diun veicolo sono elementi volutamente deformabili. Purtroppo, per le difficolt che insorgono nellostudio e per gli effetti collaterali, sono ben pi importanti i casi di deformabilit dinamica nonvoluta, quando un elemento che il progettista vorrebbe rigido si deforma, dando luogo di regola amoti vibratori indesiderati e dannosi.
Per lo studio di questi moti vibratori necessario fare qualche considerazione sui modellimatematici atti a descrivere tali fenomeni.
Spesso la difficolt consiste nellassociare un modello deformabile a qualcosa che nella realt ilprogettista vorrebbe rigido. Ovviamente questi schemi devono essere i pi semplici possibili ed possibile suddividerli in due gruppi: modelli continui (a infiniti gradi di libert) derivanti dalla Scienza delle Costruzioni, dove
riferendoci, a esempio, a una trave, ogni punto di questa pu muoversi e ogni sezione puruotare. Per descriverne il comportamento necessario conoscere una funzione f(x) e delleequazioni alle derivate parziali. Tali modelli vengono usati per lo studio delle vibrazionitrasversali di travi o funi;
modelli discreti (a n finiti gradi di libert) che contrastano con losservazione del fenomenofisico secondo la quale la deformabilit e linerzia sono distribuite nel modello fisico.
Per fortuna, molte volte possibile ricondurre il modello reale a sistemi a uno o pochi gradi dilibert.
Si tenga presente che per utilizzare modelli a uno o pochi gradi di libert, necessario primaeffettuare lo studio con schemi a un numero maggiore di g.d.l. e capire sotto quali condizioni si putornare a pochi g.d.l. senza perdere informazioni importanti per la risoluzione del problema.
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Un velivolo in atterraggio,
a esempio, possiede una
velocit che non maiperfettamente orizzontalee per questo i carrelli sono
dotati di opportunimolleggi che hanno ilcompito di dissiparelenergia associata allacomponente verticale ditale velocit.
Se analizziamo in primaapprossimazione limpatto
del velivolo sul campodatterraggio, trascurando, nel breveintervallo di tempo in cui avvienelimpatto, leffetto dovuto allacomponente orizzontale dellavelocit si nota che ilcomportamento dinamico delsistema, grazie alla grande rigidezzadella fusoliera rispetto agli elementielastici del treno datterraggio, puessere rappresentato dalla seguenteequazione differenziale.
0 =
Altro esempio noto dalla Meccanica Razionale quello del pendolo per il quale la scritturadellequazione di equilibrio alla rotazione attorno alla cerniera porta a
2 sin 0 =
che per piccole oscillazioni attorno alla posizione di equilibrio,definita da , pu essere linearizzata
sin
0
=
dando luogo a una equazione differenziale lineare simile a quella givista per il velivolo.
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Trattiamo il problema delle vibrazioni a un solo g.d.l. in modo generale, studiando per ora il caso
che sul sistema dinamico, considerato in assenza di attriti o smorzamento, non agiscano forze
esterne.
Per mettere in equazione il modello meccanico,
dobbiamo scegliere la coordinata libera,ovviamente la , e sceglierne lorigine. Vedremo inseguito il motivo, ma risulta comodo misurare lacoordinata libera (ovvero le coordinate libere insistemi a pi gradi di libert) a partire dallaposizione di equilibrio statico.
Consideriamo un moto traslatorio della massa e scriviamo lequazione di moto del sistema. Vi sonodue metodi per ricavare le equazioni di moto: gli equilibri dinamici; i principi energetici.
Utilizziamo, per ora, gli equilibri dinamici. In una generica posizione deformata x(t), agiranno sulcorpo la forza dinerzia e la forza di richiamo elastico della molla, ovvero
0 0 = + =
equazione differenziale lineare omogenea a coefficienti costanti, la cui soluzione del tipo
( ) =
dove una costante arbitraria e un parametro da determinare.
Sostituendo la soluzione nellequazione di partenza
2 0 + =
che, trascurando la soluzione banale 0 ( ) 0 (0 ) = = < < che rappresenta lequilibriostatico, porta a
2
1,2 0
= = =
La soluzione dellequazione differenziale quindi data dalla combinazione lineare delle duesoluzioni date da
e
0 0
1 2( )
= +
Lo spostamento x(t) una quantit reale, mentre per la forma dellequazione essa complessa percui affinch ( ) possiamo ricordare che possiamo sempre moltiplicare la soluzionedellomogenea per una costante arbitraria e quindi
e
possono essere reali o complesse.
, , ,
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Sviluppando trigonometricamente la soluzione
( ) ( ) ( ) ( )1 0 0 2 0 0 1 2 0 1 2 0( ) cos sin cos sin cos sin = + + = + +
Si vede che prendendo
e
complessi e coniugati (
;
) si ottiene
( ) ( )1 0 0 2 0 0 0 0( ) cos sin cos sin 2 cos 2 sin = + + =
ovvero
0 0( ) cos sin = +
Poich entrambe le funzioni armoniche hanno lo stesso argomento:
( )0 0 0( ) cos sin cos = + = +
con
2 2
= +
=
Le due costanti presenti nella soluzione (), ovvero lampiezza e la fase sono determinateattraverso le condizioni iniziali.
Supponiamo che al tempo
( )0
= = e ( ) 00 = =
sostituendo si trova
0 = e0
0
=
-5
-4
-3
-2
-1
0
1
2
3
4
5
C
T0
fase
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Il moto risulta armonico con periodo 00
2
= , indipendente dalle condizioni iniziali mentre
detta pulsazione propria del sistema.Consideriamo ancora lo stesso oscillatore gi
visto, ma supponiamolo anche soggetto allagravit.
Nel precedente esempio avevamo posto loriginedella coordinata libera () dove nulla la forzaesercitata dalla molla.
Anche in questo caso porremo loriginedovela molla scarica.
Lequazione di equilibrio dinamico porta a
0 + = + =
equazione differenziale lineare a coefficienti costanti completa.
Se prendiamo ora come origine della coordinata libera la posizione di equilibrio statico sar
= +=
con
=
che sostituite portano a
0 0
+ + = + =
Ovvero, se non interessa lo studio del moto derivante in seguito allapplicazione di una forzacostante nel tempo, conviene scegliere lorigine della coordinata libera nel punto di equilibriostatico in quanto si ottiene sempre unequazione differenziale omogenea.
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Sempre in assenza di smorzamento e di attriti,
vediamo ora cosa succede se applichiamo al
sistema una forza esterna che supponiamo
per semplicit armonica, ovvero
0( ) sin =
con
enoti.
Lequazione di equilibrio per la massa diventa
( ) 00 sin + = + =
equazione differenziale lineare a coefficienti costanti completa il cui integrale generale datodallintegrale generale dellomogenea associata pi lintegrale particolare, ovvero
( ) ( ) ( )
= +
0 0( ) cos sin ( )
= + +
con
( ) sin
=integrale particolare che sostituito nellequazione di partenza
2 00 2
sin sin sin
+ = =
quindi
00 0 2
( ) cos sin sin
= + +
Il moto risultante risulta quindi somma di due funzioni armoniche, una con pulsazione
e laltracon pulsazione e il moto risultante non armonico (per
diverso da ) e neppure, in generale,periodico a meno che una non sia multipla dellaltra
( ) ( )sin 2sin 1 cos sin 2 =
, , ,
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00 0 2
( ) cos sin sin
= + +
Caso
e
02
-
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Per effetto degli inevitabili smorzamenti, lintegrale generale dellomogenea associata tende a zerocol crescere del tempo (lo vedremo nelle lezioni successive) per cui a noi interessa studiare ilcomportamento vibratorio a regime, ovvero il solo integrale particolare
0
2( ) sin
Analizziamo lampiezza del moto a regime al variare dei parametri
0
0
2 22
2
0
1 1
= = =
se la pulsazione della forzante tende a zero, lampiezza di vibrazione tende a un valore parialla deformazione indotta dalla forza
applicata staticamente; se cresce, aumenta, fenomeno dellamplificazione dinamica, fino a un asintoto verticale per
0 (risonanza); se 0 0
Attenzione se siamo in risonanza, la soluzione cade in difetto in primo luogo perch il
comportamento della molla lineare per piccoli spostamenti.
0 1 2 3 4 5
F0/k
0
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Inoltre, dobbiamo ricordare che le costanti A e B devono essere calcolate per la soluzione generale:
0 0( ) cos sin ( )
= + +
per cui
( )
( ) 0
0 (0)
0 (0)
= + = +
supponendo per t=0 tanto lo spostamento, quanto la velocit siano nulle si ottiene
002
0
20
1( ) sin sin
1
=
che fornisce una forma indeterminata del tipo0
0per 0
Applicando la regola di LHopital si ottiene
( )0 0
0 002
0
20
1lim ( ) lim sin sin sin cos
2
1
= =
per cui sarebbe comunque necessario tempo infinito, anche in condizioni ideali di linearit delleforze elastiche, per raggiungere ampiezze infinite.
Ricordando, infine
0
0
2 22
2
0
1 1
= = =
si definisce coefficiente di amplificazione dinamica
2
2
0
1( )
1
= =
-
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MOTI FORZATI PER SPOSTAMENTO DI VINCOLO
Consideriamo il solito sistema che si muova rispetto a un osservatore assoluto con una legge
nota.
Definiamo lo spostamento assoluto della massa emisuriamo gli spostamento dalla posizione di equilibrio
statico che sar definita da
( ) ( ) ( ) 0
= = =
Scrivendo lequazione di equilibrio dinamico, otteniamo
( ( )) 0 ( ) = + =
equazione differenziale lineare a coefficienti costanti completa del tutto simile a quella gi vista nelmoto forzato.
Per un osservatore relativo, lequazione di equilibrio dinamico, diventa invece
( )( ) 0 ( )
+ = + =
Supponiamo ora che il moto del vincolo sia armonico di ampiezza
( ) sin =
per cui
sin + =
che ha come integrale particolare
( ) 2 sin sin
= =
ove2
=
lampiezza di vibrazione nel moto assoluto della massa .
In termini adimensionali
2
2
0
1
1
=
del tutto analogo al coefficiente di amplificazionegi definito.
Quando una molla potr essere definita rigida, quando non vi moto relativo e quindi
2 2
01
, , ,
-
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Consideriamo ora losservatore relativo
2( ) sin
+ = =
e quindi
( )2
2sin sin
= =
e in termini adimensionali
2
2
0
2
2
0
1
=
-
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Moti forzati dovuti a squilibri rotanti
Supponiamo di avere una macchina con una parte rotante,
avente massa propriae uno squilibrio
Supponiamo che la velocit angolare sia costante.
Laccelerazione assoluta della massa eccentrica sar
2
= + = +
Avremo quindi, misurando gli spostamenti , positivi verso
lalto, a partire dalla posizione di equilibrio statico,
( )2 2( sin ) 2 0 2 + = + + =
e lintegrale particolare, in condizioni di regime, varr
( ) ( )
2
2( ) sin sin
2
= =
+
e quindi
( )
2
2 2
0
22 2
02
0
( ) ( )1
= =+ +
Si noti che la macchina al variare della velocit trasmetter al terreno una forza variabile nel tempo
pari a
2 sin
=
che forzer il terreno a vibrare, non potendolo considerare infinitamente rigido, e questo forzer a
sua volta a vibrare, per spostamento di vincolo, le altre strutture posate su di esso.
Ovviamente, equilibrando la macchina, ovvero facendo in modo che il suo asse di rotazione sia
baricentrico (e anche principale dinerzia come vedremo) la forzante si annulla e il fenomeno
scompare in quanto lequazione di moto risulta essere la soluzione di
( ) 2 0 + + =
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MOTI FORZATI DOVUTI A FORZANTI A GRADINO
Con riferimento al solito schema, vediamo quale sia la risposta dinamica del sistema a una forza
del tipo
0
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SERIE DI FOURIER E TRASFORMATA DI FOURIER
Richiamiamo alcuni concetti della serie e della trasformata di Fourier.
Consideriamo una funzione periodica tale per cui
( ) ( ) = per
Detta frequenza fondamentale
quella che soddisfa la seguente equazione
1
1
=
con poche eccezioni, tale funzione pu essere espansa in serie di Fourier, ovvero
( )01
( ) cos2 sin 22
=
= + +dove
1
= = per
e i coefficienti
e
possono essere calcolati integrando sul periodo
0
0
2( )cos2
2( )sin2
=
=
mentre
0
0
1( )
2
= =rappresenta il valor medio della funzione.
( )0
1( ) cos2 sin 22
== + +
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Tenendo conto che le due funzioni armoniche hanno il medesimo argomento, la serie di Fourier pu
anche essere espressa come
( )01
( ) cos 2
=
= +
dove
00
2
=
2 2
= + per
1tan
=
Si pu riscrivere lespressione in forma polare
2( )
=
=
dove
00
2
=
( ) 2
0
1 1( )
2
= = per
Questultima espressione basata sulla relazione di Eulero
cos sin =
Anche se reale, la funzione pu essere sempre espressa in forma complessa usando
componenti a frequenze positive e negative (ovvero controrotanti) il cui risultante sempre reale. In
particolare
= per
= per
dove
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2 21
2 2
= + =
1tan
=
Essendo la funzionereale
= =
*
= = =
dove
il complesso coniugato di
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ESEMPI NOTEVOLI DI SERIE DI FOURIER
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TRASFORMATA DI FOURIER
Supponiamo ora che la funzione sia non periodica. La serie di Fourier pu essere estesa
considerando che il periodo . Questo porta allintegrale di Fourier
( ) 2( )
= - doveesiste se
( )
<
chiamato la trasformata diretta (o spettro) di. Noto, la trasformata inversa di Fourier
diforniscetramite
2( ) ( )
= -
Si noti che pur essendoreale complesso
( ) ( ) ( )
= +
dove
( ) ( ) cos ( ) ( )cos2
= =
( ) ( ) sin ( ) ( )sin 2
= = ovvero
( )( ) ( ) =dove || lampiezza dello spettro e la fase dello spettro.
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TRASFORMATA FINITA DI FOURIER
Da un punto di vista pratico non possibile campionare una storia temporale di lunghezza infinita,
ma invece campionerrecord temporali di pari lunghezza .
Le propriet statistichedellinsieme dei dati possono
essere facilmente calcolate a
qualsiasi specifico istante
,
mediando sullinsieme. Per
esempio il valor medio e il
valore quadratico medio
allistante
sono dati da
1 1
1
1( ) lim ( )
=
=
( ) ( )2 21 11
1lim
=
= Inoltre si pu anche calcolare
il prodotto medio dei dati agli
istanti
e
, quantitchiamata autocorrelazione al
ritardo ,
( )1 1 11
, lim ( ) ( )
== +
Nel caso speciale che tutte le propriet statistiche e lautocorrelazione siano costanti al variare di
,
il fenomeno detto stazionario.
Se in sovrappi tali valori coincidono con quelli calcolati su un generico record
0
1lim ( )
= 2 2
0
1lim ( )
=
0
1( ) lim ( ) ( )
= +il fenomeno detto ergodico ed quindi possibile estrarre tutte le informazioni di nostro interesse
da una generica storia limitata (finita) nel tempo da
Supponendo il fenomeno stazionario, potremo stimaredalla trasformata finita di Fourier
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2
0
( ) ( , ) ( )
= =
Per quanto detto, si pu dimostrare che alle frequenze finite
= risulta
( , )
=
Ovvero se la storia temporale limitata tra potremo calcolare lo spettro solo a un
numero finito di frequenze ottenendo cos una serie di Fourier con periodo fondamentale T.
Inoltre se campionato per un numero discreto di punti intervallati di , la lunghezza del
record diventa e questo automaticamente introduce il fatto che potremo calcolare tutte le
frequenze discrete fino a
, frequenza detta di Nyquist, e che i conti considerano i dati
come priodici con periodo pari a ovvero si introduce una frequenza fondamentale, che pu
essere arbitraria,
e gli spettri sono calcolati frequenze discrete equispaziate di
Per cui, in pratica, il record continuo sostituito da una sequenza discreta di dati
{ } ( ){ }
= per
e la trasformata continua di Fourier rimpiazzata dalla sequenza discreta di Fourier
{ ( ){ }
= per
dove
2
1
( )
=
= = per 2
1
( )
=
= = perdove i valori
per sono calcolabili da quelli per 2 per la circolarit delle funzioni
trigonometriche.
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Per quanto detto se il nostro solito sistema a un grado di libert forzato da una forzante generica
avremo che
( )/ 2
0 1
1
( ) cos 2
=
+
e lequazione di moto sar rappresentata dalla soluzione dellequazione differenziale lineare a
cofficienti costanti
( )/ 2
0 1
1
cos 2
=
+ = +
ovvero, lintegrale particolare
( )/ 20
121 1
( ) cos 2(2 )
=
= +
-
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Applicando una forza unitaria allestremo della molla inferiore, questa siallungher relativamente ai suoi estremi indeformati di 2 = 1/k2, mentre
la prima molla si allungher di 1 = 1/k1, per cui per effetto di una forzaunitaria lestremo inferiore della molla si allungher di =1 +2 = 1/k1+ 1/k2.
Ovvero
keq= 1da cui
keq= 1/=1 2
1 2
+
La forza unitaria applicata in O si divide cos:
b/(a + b) applicata allestremo della molla k1 ; a/(a + b) applicata allestremo della molla k2.Per cui gli allungamenti di k1 e k2 sono
( ) 1
+e
( ) 2
+e quello del punto O
( ) ( ) ( ) ( )
2 2
2
1 2 1 2 1
1
+ = + + + + + +
Quindi
( )2
0 2 2
2 1
+=
+
Se nota la freccia statica stdella molla per effetto del peso della massa m, opportuno ricordare che
kst= mg
ovvero
k/m = g/st= 02
-
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Supponiamo di avere un cilindro con una sezione di areaA, lunghezza l e di massa m zavorrato in
modo che possa traslare solo verticalmente. Immerso in un fluido di
densit , la sua faccia superiore si disporr a unaltezza h dal pelolibero in modo tale che
mg =gA(l-h)
ovvero detta * la densit del materiale di cui composto il cilindro,risulta
*Alg =gA(l-h)
che permette dal rilievo di h di misurare la densit incognit di unliquido (galleggiante idrometrico).
Se il galleggiante idrometrico iniziasse a vibrare verticalmente dallaposizione di equilibrio statico, per un abbassamentox della faccia superiore la spinta di Archimedeverso lalto sincrementerebbe di
spinta=gAx
e quindi, trascurando leffetto della viscosit, lequazione di moto sarebbe la soluzione di
- - 0 =
che potrebbe suggerire un altro metodo per calcolare la densit incognita del fluido dalla misuradiretta della frequenza propria del cilindro immerso.
E facile, poi, dimostrare che la misura dellafrequenza propria per piccole oscillazionipermette facilmente di calcolare il momentodinerzia rispetto a qualsiasi punto di moltiorgani di macchine, quali bielle e volani.
h
-
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Sistemi vibranti a 1 gdl
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A.A. 2000/20013
-
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Lezione XXII
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A.A. 2000/20014
Spesso conveniente, specie per sistemi meccanici complessi composti da pi organi tra lorocollegati, ricorrere a metodi energetici come lequazione di Lagrange nella sua prima o secondaformulazione.
Se il sistema meccanico conservativo, ovvero non vi dissipazione di energia, la sua energiatotale in vibrazione libera in parte cinetica e in parte potenziale e questultima dovuta al lavorodi deformazione elastica o al lavoro eseguito in opposizione a un campo di forze, come per esempioa quello gravitazionale.
Assumendo che tutte le particelle di fluido abbiano in ogni istantela stessa velocit, lenergia cinetica del fluido in moto pu esserescritta come
212
=
dove l = lunghezza della colonna di fluido,A = area della sezionetrasversale di fluido,= densit del fluido.
Lenergia potenziale invece uguale e opposta al lavoro fatto persollevare dix il fluido
U =gAx2
ovvero, applicando Lagrange ( 0
+ = )
(2 / ) 0 + =
Se il cilindro omogeneo rotola senza strisciare, poichR= r
lenergia cinetica pu essere scritta come
( ) ( )22
2 22 21 31
2 2 2 4
= + =
e quella potenziale, riferita alla posizione di equilibrio statico (= 0)U = mg (R r) (1 cos)
Per cui otteniamo lequazione differenziale non lineare
( ) ( ) ( ) ( )2 23 3
sin 02 2
+ = + + =
-
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A.A. 2000/20015
Per il comando della distribuzione ad
aste e bilancieri di un motore a C.I.,
dove non sono trascurabili n la massadellasta e della molla, n lelasticitdellasta, il sistema formato dalla
valvola e dal bilanciere, consideratientrambi come infinitamente rigidi,pu essere facilmente, come gi visto,ricondotto alla sola massa traslante mA
( )2
22 2
2
1 1 1
2 2 2
+= + =
ovvero
2
2
+=
Lenergia potenziale sar data daquella dellasta pi quella della molla
( )2
21 1( )
2 2
= +
Se la massa della molla non fosse trascurabile, sappiamo che il suo estremo superiore ha una
velocit
, mentre quello inferiore ha velocit nulla, per cui dettal la lunghezza della molla nella
posizione di equilibrio statico, lenergia cinetica di un elementino di massa mdy posto a unadistanzay dallestremo fisso della molla pari a
2( )2
=
nellipotesi di moto a pulsazione molto inferiore alla frequenza propria della molla.Per cui
2 2
2
0
12 2 3
= =
2 2
2
0
1
2 2 3
= =
ovvero un terzo della massa totale della molla (ml), nelle ipotesi fatte, incrementa lenergia cinetica
y(t)
-
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A.A. 2000/20016
della valvola.
Risultato non dissimile si ottiene per lasta.Da qui si comprende, ricordando i risultati ottenuti nellanalisi del moto per spostamento di vincolo,
2
2
0
1
1
=
che la frequenza propria del treno di comando (asta + bilanciere + molla + valvola) deve avere una
frequenza propria 0 la pi alta possibile affinch il rapporto
(dove Y lampiezza della
generica componente armonica derivante dalla scomposizione secondo Fourier del moto delvincolo) si mantenga costante al variare della velocit angolare dellalbero a camme.Da qui la drastica soluzione di azionare direttamente la valvola con lalbero a camme, eliminando
lasta e spesso il bilanciere, e luso delle leghe di titanio (peso specifico 4,87 g/cm3
) al posto diquelle dacciaio (peso specifico 7,86 g/cm3).
-
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A.A. 2000/20017
Durante la vibrazione libera, lenergia dissipata in vari modi e un moto con ampiezza costante nonpu essere mantenuto senza che venga continuamente fornita energia. difficile una formulazione esatta del fenomeno dissipativo, in quanto questo pu essere funzionedello spostamento, della velocit, dello stato di deformazione o di altro.
Un modello ideale, spesso soddisfacente, quello dello smorzamento viscoso secondo il quale laforza dissipativa espressa da
= = Dove r utilizzato nella bibliografia italiana, mentre c in quelladi lingua anglo-sassone.
Lequazione di equilibrio dinamico del nostro solito oscillatorediverr quindi
0 =
che pu essere risolta usando la solita forma
x (t) = Aet
che sostituita nellequazione differenziale di partenza porta allequazione lineare
20
+ + =
che ammette come soluzioni non banali (per 0 e valide per qualsiasi valore di t)2
1,22 2
=
e la soluzione generale per la vibrazione libera smorzata data da
1 2( )
= +
doveA eB sono costanti arbitrarie dipendenti dalle condizioni iniziali.2
1,22 2
=
Smorzamento critico
Il comportamento delloscillatore smorzato dipende dal valore numerico del radicando
-
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Lezione XXII
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A.A. 2000/20018
2
2
Come parametro di riferimento utilizzeremo lo smorzamento critico rc, ovvero quel valore di rche
riduce il radicando a zero.
02
= =
Lo smorzamento reale del sistema r pu essere espresso in forma adimensionale, in funzione dellosmorzamento critico rc, dal rapporto
= r/rc
detto anche indice di smorzamento. Ne consegue
02 2
= =
( )21,2 01 =
La soluzione generale diventa
( )
( )( )
2 20 00
0
1 1
2
0
( )
sin 1
= + =
= +
e il moto risulta periodico con pulsazione2
01
= e ampiezza decrescentenel tempo con legge esponenziale.
-
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A.A. 2000/20019
In questo caso le due radici sono reali ma opposte e
la soluzione generale diventa
( ) ( )2 20 01 1( )
+
= +
Il moto non pi oscillatorio, ma si smorza coltempo in modo esponenziale.
In questultimo caso le due radici sono reali e coincidenti. In questo caso lintegrale generaleassumer la forma
0( ) ( )
= +
Per cui il moto libero non pi oscillatorioma si smorza anchesso in modoesponenziale.
Confrontando per lo stesso oscillatorelandamento del moto libero al variaredellindice di smorzamento per le
medesime condizioni iniziali (x(0) = x0 e (0) 0 = ) si nota che: indipendentemente dallecondizioni iniziali il moto liberosi annulla sempre dopo un tempopi o meno lungo; a parit di condizioni iniziali,il tempo necessario per smorzarsidipende da ;
a parit di condizioni iniziali,per =1 il tempo minimo(strumenti di misura, artiglierie,ecc.)
-
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Abbiamo gi dimostrato che la soluzione a regime per uneccitazione di tipo armonico ha una
validit del tutto generale in quanto:
uneccitazione periodica scomponibile, sotto ipotesi largamente accettabili e verificate nellapratica, in una serie di eccitazioni armoniche (serie di Fourier);
i sistemi meccanici di cui ci occupiamo sono descritti da equazioni differenziali lineari e quindivale il principio di sovrapposizione degli effetti;
Quindi, la risposta del sistema meccanico fornita dalla sovrapposizione delle risposte alle singole
componenti armoniche in cui sviluppabile la generica eccitazione periodica.
Inoltre, tali risposte, in condizioni di regime, sono date dai soli integrali particolari in quanto gli
integrali generali delle omogenee associate, per effetto delle inevitabili dissipazioni, tendono
comunque a zero in un tempo pi o meno lungo.
Lequazione differenziale del moto pu essere scritta come
0 0sin = =
la cui soluzione data da
x (t) = xg(t) + xp (t)
Tralasciamo, per quanto pi volte detto, il contributo
dellintegrale generale dellomogenea associata e quindi a regime
( ) ( )
con
( ) ( ) ( )sin
= = = =
conXecalcolati sostituendo nellequazione differenziale lintegrale particolare.
-
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Lezione XXIII
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A.A. 2000/20012
Sostituendo ( )
= nellequazione differenziale di partenza
0
=
otteniamo
2
0( ) + + =
che ammette come soluzione valida per tutti i valori di t
( ) ( ) ( )
( )0 02 2 22
= = + +
con
1
2tan
=
Ricordando che:
0 = frequenza propria del sistema equivalente non smorzato
= fattore di smorzamento
02
= smorzamento critico
00
= freccia del sistema per effetto della forzante F0 a frequenza nullaotteniamo
22 20
0 0
1
1 2
= +
e
1 0
2
0
2
tan
1
=
-
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22 20
0 0
1
1 2
= +
1 0
2
0
2
tan
1
=
Possiamo rappresentare graficamente landamento dellintegrale particolare in funzione del
rapporto
0
(N.B. nel disegno
e c=r)
Si notano tre zone:
per
0
< 1; per
0
= 1 e per
0
> 1
-
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Lezione XXIII
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Effettuiamo unanalisi qualitativa del comportamento del sistema studiando il diagramma vettoriale
delle forze agenti sulla massa.
0
Langolo di fase piccolo e quindi la forza
della molla a equilibrare la forzante esterna cui
si somma la forza dinerzia
0
= 1
Langolo di fase pari a 90 per cui la
forzante esterna equilibrata dalla forza
viscosa. Lampiezza di vibrazione a regime
pari a
0 0
0 2
= =
0
> 1
Langolo di fase si avvicina a 180 e la forza
impressa equilibrata quasi integralmente
da quella dinerzia
-
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Lezione XXIII
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A.A. 2000/20015
Come abbiamo visto, la forzante armonica impressa al nostro oscillatore potrebbe essere dovuta a
un macchinario ruotante con velocit angolare posto sulla massa di fondazione.
La forza trasmessa al terreno al generico tempo t, sar
( )( )
= + = + = + =
dove
( )
( ) ( )
22
0
2 22
+=
+
ovvero
2
0
22 20
0 0
1 2
1 2
+
= +
-
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Come gi visto questa forzante armonica applicata al terreno lo porter a vibrare con unampiezza b
ovvero con una legge del tipo
( ) sin =che forzer le strutture circostanti
Per questa struttura lequazione di equilibrio
( ) ( ) 0 =
( ) + + = + = +
e il relativo integrale particolare
( )
( ) ( )
22
2 22
+=
+
ovvero
2
0
22 2
0 0
1 2
1 2
+
= +
Si noti che pur essendo due fenomeni diversi, la soluzione del tutto analoga a quella della forza
trasmessa
2
0
22 20
0 0
1 2
1 2
+
= +
-
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Lezione XXIII
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In entrambi i casi interessa che la soluzione sia 1 tanto per la forza trasmessa al terreno quanto
per la trasmissibilit
=
I parametri di progetto sono: per la macchina eccitatriceM, e me
per la struttura eccitata m, be ovviamente che uguale a quellodella macchina sbilanciata.
Diagrammiamo landamento di
= al variare di
0
. Si nota
che per
0
2
= la
trasmissibilit pari a 1 e
che al crescere del rapporto
tra le frequenze la
trasmissibilit scende fino a
tendere asintoticamente a
zero per
0
.
Questo fatto avviene
indipendentemente dal
valore dellindice di
smorzamento il cuieffetto quello, al suo
aumento, di ridurre
lampiezza di vibrazione
per
0
1
= , ma daltro lato rallenta la diminuzione diper
0
2
> .
Riassumendo, converrebbe, quindi scegliere
2
0
22
> < e nel contempo avere valori
di piccoli per non ricorrere a ktroppo piccoli.
Poich abbiamo scelto di far operare la fondazione con
0
2
> , ci significa che tutte le volte
che avvieremo o fermeremo il macchinario, entrambe le nostre fondazioni, durante il transitorio, si
-
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Lezione XXIII
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/20018
troveranno a passare per
0
1
= e quindi non conviene avere valori dellindice di smorzamento
trascurabili in quanto ci porterebbe ad ampiezze in risonanza elevate che creerebbero problemi ai
collegamenti verso lesterno del macchinario.
In secondo luogo, operare con valori di piccolisignifica anche non poter pi trascurare lintegrale
generale dellomogenea associata, parte della
soluzione che torna a essere presente tutte le volte
che avvengono delle perturbazioni, per quanto
piccole, delle condizioni di regime.
I problemi maggiori vengono, tuttavia, creati da k.
Dal diagramma si vede, a esempio, che per ridurre
del 60% le vibrazioni nelle strutture circostanti
dobbiamo avere
0
2
ovvero
2
2 4
Tale ragionamento porterebbe a scegliere 0 0 ,ma
2 2
0 0
1 = =
ovvero dovremmo realizzare fondazioni con frecce statiche molto grandi, e tale problema
ovviamente di impossibile soluzione se abbiamo macchine lente in cui dellordine di qualchecentinaio di giri/1.
-
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Lezione XXIII
Sistemi vibranti a 1 gdl
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A.A. 2000/20019
La rigidezza k esprimibile come
= = = = =
quindi per ridurre k, scelto un materiale e quindi il modulo di elasticitE, dovremo avere delle aree
A piccole e degli spessori h degli elementi elastici (a esempio un tappeto di gomma) grandi.
Ma
> > >
ovvero
20
= >
da cui si nota come dovremmo avere bassi valori di E e corrispondentemente, impossibili nei
materiali, alti valori ame comunque alti valori di h, che creerebbe problemi dinstabilit.
Per tasselli di gomma dura (E = 100 kg/cm2) sollecitati a compressione vale il seguente diagramma
in funzione del fattore di formaR
Nellabaco si parte dalla conoscenza di
=
-
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Lezione XXIII
Sistemi vibranti a 1 gdl
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A.A. 2000/200110
Meglio si comporta la gomma a taglio dove
2
2
2
1 2
1
= =
+
con 3 e
Ricordarsi infine che
2
21
36
= =
+
con = raggio giratore
della sezione intorno allasse neutro della flessione
Risulta
2
23 1
36
= < =
+
-
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Lezione XXIV
Sistemi vibranti a 1 gdl
1
Tra le applicazioni del nostro oscillatore vi quella di usarlo come strumento per la misura delle
vibrazioni assolute di un corpo
Con riferimento alle grandezze indicatenella figura e ai relativi versi positivi
degli spostamenti, avremo che
( )0 0 0
+ = =
che pu essere riscritta usando le
nostre consuete notazioni come
( )0 0 0 + = = dove
( ) ( )sin
=
landamento temporale delli-sima componente armonica (serie di Fourier) dello spostamentoincognitox(t)del vincolo.
Riordinando lequazione avremo
( )2
0 0 0
+ + = =
il cui integrale particolare vale
( )
2
2 2
00 02 2
2
0 0
1 2
= = = + +
+
con 0
= e
02
= =
-
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Lezione XXIV
Sistemi vibranti a 1 gdl
2
Se riferiamo le fasi della risposta a quelle delle componenti armoniche avremo che
( )
2
2
00 0 0
2
2
0 0
1 2
= = =
+
otteniamo
2
20 0
2 22
2
0 0
1 2
=
+
e
1 0
2
0
2
tan
1
=
Si nota, quindi, che se0 (almeno 4-5 volte)
la misura dellampiezza
della vibrazione relativa
permette di ricavare quella
incognita di trascinamento.
Ovviamente, affinch la
misura non sia distorta, deveessere
0
= costante ei =n
(n=0,1,2,..,N) per i =
1,2,3,,N
Questa esigenza porta che il sismografo, tale il nome dello strumento, abbia una frequenza propria
10
4 < e tale condizione verifica automaticamente che non vi sia distorsione per le componenti
armoniche di ordine superiore.
-
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Lezione XXIV
Sistemi vibranti a 1 gdl
3
I sismografi sono, quindi strumenti pesanti e ingombranti dovendo avere una frequenza propria
necessariamente bassa e normalmente si usano indici di smorzamento dellordinedi 0,6-0,7 perridurre leffetto delle condizioni iniziali.
Un artifizio spesso usato quello di riempire di olio il contenitore cilindrico,per cui, pur trascurando leffetto di frenamento viscoso, si pu facilmentedimostrare che, detta m la massa dellolio nello spazio anulare tra la massa
sismica e il recipiente, risulta
0
1
2
=
+
Nel caso duale di 0
risulta che 0
0 per cui
( ) ( ) ( ) ( )0 = e la forza dinerzia agente sulla massaM praticamente dovuta al solo moto di trascinamento, per
cui se riuscissimo a misurare la reazione della molla questa, a meno del guadagno, sarebbe pari
allaccelerazione incognita del vincolo.
Ovviamente la necessit di non distorcere la misura
porta che la condizione 0 sia verificata per la
massima frequenza presente nello sviluppo in serie delsegnale incognito, ovvero 0 deve essere dellordinedei kHz. Dobbiamo avere, quindi, masse Me rigidezze
kmolto grandi.
Spesso come elemento elastico si usa una lastra di
quarzo, materiale piezoelettrico che, se sollecitato
lungo lasse elettrico, produce sulle facce ortogonali
allasse delle cariche di segno opposto proporzionali
alla forza applicata (circa 2 pC/N)
Luso del quarzo limita la frequenza minima di misura
(dellordine dellHz).
Riscrivendo lequazione differenziale in coordinate
assolute
( )( )
+ + = + = +
con 1=
otteniamo lintegrale particolare
( )
=con
-
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Lezione XXIV
Sistemi vibranti a 1 gdl
4
2
( )
( )
+= =
+ovvero
( )( )
( )( )
2 22 2
2 22 2 2 2( ) ( )
+ += = = + +
( )( )
2
1
22 2
2tan
= + +
Utilizzando, a esempio, un fattore di smorzamento = 0,7si nota che la fase varia, per un range di
frequenza compreso tra 0,60 e0,con legge pari a1
0 0
= e quindi
( ) ( )2 2
11
1 1 0
sin sin
= =
= + = +
( ) ( )2 2
1 1
1 10
sin sin
= =
= + =
-
8/10/2019 (Meccanica Applicata Alle Macchine)Meccanica Delle Vibrazioni
46/112
Lezione XXIV
Sistemi vibranti a 1 gdl
5
Nellipotesi di avere uno smorzamento di tipo viscoso, sappiamo che la risposta del moto libero ha
una legge del tipo
( )( )0 2
0( ) sin 1
= + .
Quando ( )2 0sin 1 1 + = ,la risposta tangente allinviluppo
esponenziale 0
, tuttavia le
tangenti non sono orizzontali e i
punti di tangenza sono leggermente
spostati a destra del punto di
massima ampiezza. Generalmente
questo fatto trascurabile e
lampiezza del punto di tangenza
pu essere considerata coincidente
con lampiezza massima.
Con riferimento alla simbologia
indicata in figura, avremo che il
decremento logaritmico
( )
0
0
1
02
ln ln
+= = =
Dal momento che2
0
2
1
=
avremo, anche, che
2
22
1
=
per 0,3
-
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47/112
Lezione XXIV
Sistemi vibranti a 1 gdl
6
Daltronde ricordando che per una forzante armonica del tipo 0( ) sin = il lavoro introdottoin un periodo in un sistema meccanico pari a
0
=
e supponendo il sistema a regime con legge del moto pari a
( )( ) sin = ne deriva quindi che
( )cos
= =
e quindi
( )
2
0 0
0
sin cos sin
= =Nellipotesi di smorzamento viscoso, il lavoro dissipato a regime, in assenza di assenza di altre
forze agenti sul sistema meccanico in prova, sar
( )
2
2 22 2 2
0 0 cos
= = =
1
2
2
2
=
da cui
2 00
sinsin 0
+ = = =
Dalla misura dellenergia dissipata scopriamo che, a parit di ampiezza imposta, il lavoro dissipato
varia proporzionalmente con la frequenza, mentre a parit di frequenza si modifica con il quadrato
dellampiezza di vibrazione.
Molte esperienze di laboratorio hanno dimostrato che se il fenomeno dissipativo legato a
fenomeni disteresi lenergia dissipata per ciclo indipendente dalla frequenza di vibrazione, ma
dipende solamente dal quadrato dellampiezza di deformazione e quindi di vibrazione, e quindi
2 2
= ovvero
2 2
= = = =
per cui lequazione differenziale, la cui soluzione descrive il moto del sistema, diventa
-
8/10/2019 (Meccanica Applicata Alle Macchine)Meccanica Delle Vibrazioni
48/112
Lezione XXIV
Sistemi vibranti a 1 gdl
7
0 sin
+ + =
il cui integrale particolare ha unampiezza
( )
0
22
2
= +
che in risonanza vale
0
=
Ricordando che per un sistema smorzato in modo viscoso la risposta nel moto libero vale0( )
=
( ) [ ] 0 02 2 2
2 2 2
1 1 1( ) ( )
=
= = = =
Si definisce trasformata di Hilbert nel dominio del tempo
[ ]1
( ) ( ) ( )
= =
Nel domino delle frequenze, la trasformata di Fourier ci dice che
[ ]( ) ( ) =
[ ]( ) ( ) =
-
8/10/2019 (Meccanica Applicata Alle Macchine)Meccanica Delle Vibrazioni
49/112
Lezione XXIV
Sistemi vibranti a 1 gdl
8
Si pu dimostrare che
[ ]( ) ( ) ( ) sgn( ) ( ) ( ) sgn( ) = = dove
1( ) sgn( ) =
quindi
[ ] [ ]1 1 1( ) ( ) ( ) ( ) sgn( ) ( ) ( ) sgn( ) = = =
Definiamo come segnale analiticola funzione
( )
( ) ( ) ( ) ( )
= + =
e si pu dimostrare che ( ) , detto envelope function, nullaltro che
( )0 0( ) ln ( ) ln
= =
ovvero una retta con intercetta sullasse delle ordinate pari a ln , dipendente quindi dalle
condizioni iniziali, ma il cui coefficiente angolare sempre 0 .
Esempio per = 0,05 e0 = 1 rad/s
Il coefficiente angolare della retta vale 0,05.
-
8/10/2019 (Meccanica Applicata Alle Macchine)Meccanica Delle Vibrazioni
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Lezione XXV
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/20011
Come abbiamo visto, la risposta a regime di un sistema a un solo grado a una forzante armonica
0
data da
( )0 02
2 2
0 0
1
1 2
= = +
e
1 0
2
0
2tan
1
=
dove ( ) , risposta del sistema a una forzante unitaria di pulsazione detta funzione ditrasferimento.
Nel caso in cui la dissipazione sia di tipo isteretico, o strutturale, la funzione di trasferimento
diventa
( )0 02
2 2
0
1
1
= = +
dove
= detto anche loss factordello smorzamento strutturale. La fase vale
1
2
0
tan
1
=
-
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-
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Lezione XXV
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/20013
due diagrammi in funzione della frequenza della forzante, rispettivamente della parte reale e diquella immaginaria della funzione di trasferimento;
il diagramma di Nyquist in cui la partereale diagrammata in funzione di quella
immaginaria, perdendo implicitamente ogni
informazione sulla frequenza.
Diagrammando la receptance e la inertancein
scala semilogaritmica e valutando la funzione
in dB, si nota come per >0 la seconda
tenda con asintoto orizzontale a 20 log10(1/m), ovvero, nel nostro caso con m=200 [kg], a 46 dB
[kg]
-
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Lezione XXV
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/20014
Da quanto detto, misurando sperimentalmente la funzione di trasferimento di un sistema meccanico
possiamo ricavare quindi tutti i parametri (detti anche parametri modali) del sistema stesso.
Infatti, come visto, i termini di rigidezza e di massa possono essere calcolati dal modulo della
funzione di trasferimento.
( )
0
1
1
=
22
0
2
+
2
1
se
0
1
( ) ( )2
2
= =
2 0
22
01 2
+
2
1
se 0 1
Inoltre
( )
2
0
22 2
0 0
1
Re 0
1 2
= =
+
per
0
1
=
e
( )( )
0
0
1 1
2 2
= =
Quindi nellipotesi che ( ) sia una funzione continua misurata sperimentalmente, possiamoricavare tutti i parametri modali.
-
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Lezione XXV
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/20015
La catena di eccitazione e misura della funzione di trasferimento di un sistema meccanico pu
essere riassunta nello schema seguente
Il sistema meccanico da sottoporre alla prova deve essere opportunamente preparato e una delle fasi
pi importanti scegliere come deve essere vincolata la struttura, ovvero se la struttura libera o
vincolata al terreno.
Nel
primo caso, struttura sospesa, introduciamo
arbitrariamente sei frequenze proprie, dovute ai moti
rigidi delloggetto in prova. Nel secondo vi il
rischio di introdurre degli irrigidimenti alla struttura
per via dei vincoli a terra aggiunti.
-
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Lezione XXV
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/20016
Non minore attenzione deve essere posta nella scelta del sistema di eccitazione che pu appartenere
a una delle seguenti due categorie:
sistemi collegati alla struttura da provare (tavoli vibranti meccanici, elettromagnetici oelettroidraulici);
sistemi non collegati alla struttura (elettromagneti no-contact) o solo temporaneamente connessi(martelli dinamometrici).
Entrambe le categorie presentano vantaggi e svantaggi e nel caso dei tavoli vibranti questi possono
essere sospesi (con la conseguente impossibilit di misurare ( ) al di sotto di qualche Hz e diintrodurre poca energia alle basse frequenze) o fissati al suolo.
Soprattutto in questultimo caso
importante studiare con attenzione il modo
di collegamento con la struttura, in modo
sia di non modificare il comportamentodinamico della stessa, sia di misurare lareale entit della forza F(t)ad essa applicata
(la soluzione (b) la meno indicata).
Nelle prove di strutture aeronautiche, caratterizzate da smorzamenti
molto piccoli, per cui non vi lesigenza di fornire alla struttura
energie elevate, pu essere sufficiente usare un martello
dinamometrico per eccitare la struttura. Lo spettro della forza
applicata nellimpatto a banda larga e ha componenti armoniche
fino a circa 1 kHz, per cui un modo molto rapido per misurare
( ) in quel campo di frequenze. Non potendo, tuttavia,controllare lentit della forza applicata facile riscontrare delle non linearit nel comportamento
della struttura.
Meglio usare metodi deterministici con i tavoli vibranti, nei quali possiamo facilmente controllare
lentit della forza applicata.
Senza entrare in dettagli i tavoli vibranti possono essere pilotati in modo da generare forze
armoniche con ampiezza e pulsazione variabile a piacimento. Lo svantaggio principale di questotipo di eccitazione consiste nella lentezza, in quanto devo prima cambiare la frequenza di
eccitazione, poi aspettare che il moto imposto sia a regime e quindi infine acquisire i dati allafrequenza di eccitazione (ovvero estrarre dallo spettro della risposta il modulo e la fase
-
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Lezione XXV
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/20017
corrispondenti alla frequenza di eccitazione).
Molto veloce invece, il metodo di
pilotare il tavolo vibrante con unsegnale di rumore casuale (random
noise) che un segnale continuo chenon si ripete mai e le cui componenti
armoniche possono essere definite solo
in termini statistici.
Continuando a variare con continuit le ampiezze e le
fasi associate a ogni frequenza, questo tipo di segnale
permette di valutare la miglior stima lineare di
( ) , ovvero di eliminare mediamente le nonlinearit del sistema meccanico.
Tuttavia il segnale non periodico e quindi a rigore
non potremmo usare la serie di Fourier, ma benslintegrale di Fourier, e inoltre non semplice, ovvero
praticamente impossibile, riuscire a generare un tale
tipo di segnale.
Poich gli analizzatori di spettro operano su record discreti di lunghezza finita pari a un numero di
campioni potenza di 2 (normalmente 512=29
o 1024=210
) cos da utilizzare i pi semplici algoritmi
di FFT (Fast Fourier Transform), del tutto conseguente parve di dotarli di unuscita analogica sulla
quale fornire un segnale in tensione pseudo-random atto a pilotare il tavolo vibrante.
Poich lanalizzatore di spettro opera su record di lunghezza T, viene generato un segnale random
di uguale durata il cui spettro discreto fisso e costante in
ampiezza, mentre le fasi sono casuali. Tale segnale viene
fornito con continuit sulloutput dello strumento.Il vantaggio principale di questo tipo di segnale consiste nel fatto che periodico con periodo pari
al periodo di campionamento dellanalizzatore e quindi le ipotesi sulle quali si basa la serie di
Fourier sono tutte soddisfatte.
Lo svantaggio consiste nel fatto che le eventuali non linearit eccitate da alcune componenti
armoniche del segnale temporale sono presenti in modo deterministico nella risposta e non sonomediamente annullate come nel segnale random noise, nel quale le ampiezze delle medesime
componenti armoniche variano con continuit.
-
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Lezione XXV
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/20018
Concettualmente derivato da questultima leccitazione del tipo impulsivo periodico con periodo
T pari alla durata del record di campionamento dellanalizzatore. La differenza principale rispetto al
precedente tipo di segnale che la fasi sono fisse e non random. I vantaggi sono i medesimi del
segnale pseudo-random, cos come gli svantaggi aggravati dal fatto che il fattore di cresta (rapporto
tra il valore di picco e quello efficace o RMS del segnale) molto elevato e quindi eccita facilmente
le non linearit del sistema. Da qui lutilit di questo segnale come tipo di eccitazione di controllo
con le ( ) ottenute con altri tipi di eccitazione. Infatti se il sistema ha comportamento lineare,
la soluzione ( ) dellequazione differenziale indipendente dal tipo di eccitazione ma dipendesolo, come visto, dai parametri modali costanti.
-
8/10/2019 (Meccanica Applicata Alle Macchine)Meccanica Delle Vibrazioni
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Lezione XXV
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle Macchine
A.A. 2000/20019
Nel tentativo di unire i vantaggi del segnale tipo random noise, impossibile a essere generato ma
concettualmente ideale per ottenere unapprossimazione lineare del sistema meccanico, e di quelli
periodici, gli unici che permettano la corretta applicazione della serie di Fourier, cercando di
mantenere uno spettro costante con la banda pi ampia possibile per determinare in un solo colpo
tutte le righe di ( ) al variare discreto di , molti moderni analizzatori presentano la possibilitdi fornire un segnale elettrico del tipo random periodicoper pilotare il tavolo vibrante.
Questo tipo di segnale formato da un segnalepseudo-random(A) ripetuto per un paio di volte per
portare a regime il sistema meccanico, pi una terza volta per effettuare una prima misura di( ) . A questo segue un nuovo segnale pseudo-random (B) di diversa ampiezza per tutte le
componenti armoniche, normalmente ripetuto anchesso per almeno tre volte, e quindi un altrosegnalepseudo-random(C) e cos via.
La funzione di trasferimento, approssimazione lineare del comportamento del sistema, sar data
dalla media statistica delle N ( )
, ottenuta alle diverse ampiezze degli N spettri dovuti ai 3*N
segnalipseudo-random, ciascuno di lunghezza T, generati
-
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Lezione XXVI
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle MacchineA.A. 2000/2001
1
Quando un sistema dinamico viene sollecitato da una eccitazione non periodica applicata
improvvisamente, come nel caso di un impulso, le risposte a tali eccitazioni sono dette transitori,
dal momento che generalmente non si producono oscillazioni di regime. Tali oscillazioniavvengono con le frequenze proprie del sistema e l'ampiezza varier a seconda del tipo di
eccitazione.
Per prima cosa studiamo la risposta del solito oscillatore a una eccitazione impulsiva, dal momento
che questo caso importante per la comprensione del problema pi generale dei transitori.
Incontriamo frequentemente forze molto grandi agenti per un tempo molto breve, ma con integrale
finito rispetto al tempo. Chiamiamo tali forze impulsive e il loro valore definito dall'equazione
+
=
La figura mostra una forza impulsiva di grandezza F /con durata nel tempo . Se tende a zero,
tali forze tendono all'infinito; l'impulso definito dal suo integrale rispetto al tempo . Quando uguale all'unit, tale forza nel caso limite di 0 viene chiamata impulso unitario o funzionedelta, e viene indicata con il simbolo (t- ) e gode delle seguenti propriet
( ) 0 = per
( )0
1
=
( ) ( ) ( )0
=
Dal momento che F dt = m dv, 1'impulso agente sulla massa dar luogo a una improvvisavariazione di velocit senza un apprezzabile cambiamento di posizione. Allora un oscillatore,
eccitato da un impulso , nel caso di vibrazioni libere presenter le condizioni iniziali
( ) ( ) 0
0 0; 0
= = =
-
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Lezione XXVI
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle MacchineA.A. 2000/2001
2
Se il sistema non smorzato, la soluzione dellintegrale generale dellequazione differenziale
omogenea data da
0
0
( ) sin ( )
= =
mentre nel caso smorzato
( )0 2 020
( ) sin 1 ( )
1
= =
dove con h(t) si indica la risposta all'impulso unitario.
Nota la risposta h(t) del sistema meccanico a uneccitazione dimpulso unitario quindi possibile
calcolarne la risposta a una forza arbitraria f(t), immaginandola come costituita da una serie
dimpulsi ( )
=
-
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Lezione XXVI
Sistemi vibranti a 1 gdl
Corso di Meccanica Applicata alle MacchineA.A. 2000/2001
3
Il contributo alla risposta al tempo tdi ogni singolo impulso pari a
( ) ( )
e poich il sistema lineare, valendo il principio di sovrapposizione degli effetti, la risposta del
nostro sistema alla forzante arbitrariaf(t) dato da
( )0
( ) ( )
=
detto anche integrale di Duhamel o della sovrapposizione (o della convoluzione).
Da quanto detto, si pu banalmente calcolare la risposta a una forzante a gradino del tipo f(t)=F0,
gi vista in precedenza.
Se il sistema non smorzato, abbiamo che
0
0
1( ) sin
=
e quindi
( )0 00 00 0
( ) sin (1 cos )
= =
coincidente, ovviamente, con quanto avevamo ottenuto attraverso le condizioni iniziali e lintegrale
particolare.
Inoltre, vale che la funzione di trasferimento
( ) ( ) 2
0
( )
= =
e, ovviamente che
1( ) ( ) =
-
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Lezione XXVI
Sistemi vibranti a 1 gdl
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4
La seconda formulazione dellequazione di Lagrange per sistemi conservativi a un grado di libert
la seguente
( )
+ =
dove
T lenergia cinetica del sistema; U lenergia potenziale delle forze conservative agenti; q la coordinata libera che si scelta per rappresentare il moto del sistema; Q, detta componente lagrangiana, rappresenta la somma dei lavori elementari di tutte le altre
forze agenti sul sistema per un incremento virtuale unitario*
1
=della variabile
indipendente.
In perticolare, il termine ( )
rappresenta il lavoro virtuale delle forze e coppie
dinerzia del sistema; il termine
il lavoro virtuale delle forze che ammettono potenziale,
mentre*
= il lavoro virtuale di tutte le altre forze agenti sul sistema.
Potr essere spesso comodo esprimere T, U e Q in funzione di spostamenti virtuali dxi di m
coordinate geometrichexi legate alla coordinata libera q da m relazioni del tipo
( , )
= per i = 1,2, 3, , m
Nei casi di cui ci occuperemo, gli m legami geometrici risultano indipendenti dal tempo per cui
( )
= per i = 1,2, 3, , m
-
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Lezione XXVI
Sistemi vibranti a 1 gdl
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5
( )
= per i = 1,2, 3, , mNe deriva che
2
1 1
1
2
= =
= =
Ma
( ) ( )
= =
e quindi
( )
2
2
1 1
1 ( ) ,2
= = = = =
Ma
0 0
0 0
, 0 , 0
( , ) ( ,0) ( ) ...
= = = =
= + + +
0 0 0
2 2 22 2
0 02 2
, 0 , 0 , 0
1 1( ) ( ) ...
2 2
= = = = = =
+ + + +
Ricordando Lagrange e lespressione di Tsi ha
0 0
2 2
2
, 0 , 0
( )
= = = =
+
e
0 , 0
= =
0
2
2
, 0
= =
+
( )0
2
0
, 0
= =
+
-
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-
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Lezione XXVI
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7
0
0 , 0
( )
== = =
=
;
0 0
2
0 0 0 02
( , ,0,0)
= =
= +
Con unopportuna scelta di t0 e di q0 sempre possibile fare in modo che F0 sia nullo, se non
interessa studiare la risposta del sistema alla sua applicazione, e quindi risolvere lequazione
differenziale linearizzata al fine di valutare la stabilit del sistema per piccole oscillazioni attornoalla posizione q0 a partire dallistante t0.
Si vede immediatamente che se q0 la posizione di equilibrio statico allistante t0, definita da
0
0 0( , ,0,0) 0
=
=
ovviamente misurando gli spostamenti a partire da questa posizione avremo
0 0; ; ; 0 = = = =
-
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Lezione XXVII
Sistemi vibranti a 1 gdl
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1
Molle ad aria
Ricordando quanto detto a proposito dellisolamento delle vibrazioni, possiamo dimostrare che
utilizzando un sistema di molle ad aria possibile avere frequenze proprie del sistema molto piccolecon freccia statica nulla.
Il comportamento della molla ad aria pu essere
studiato supponendo che il mantice sia costituito daun pistone e da un cilindro di areaA.
Indicando con p0 la pressione nella posizione di
equilibrio statico del sistema, questa varr
0 =
Supponendo che laria segua una legge ditrasformazione politropica, spostandosi la massa M,
avremo di conseguenza
0 0 =
con
= ovvero
( ) 00
= =
con V0 volume corrispondente alla posizione di equilibrio statico.
Il lavoro virtuale compiuto dalla pressione per uno spostamento virtuale, misurato dalla posizione di
equilibrio, del suo punto di applicazione vale
( )* *0( ) = e quindi
0( ( ) ) =
ovvero
0( 0
0 0( )
=
+ 0 00
) ( ( ))
=
M
-
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-
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Lezione XXVII
Sistemi vibranti a 1 gdl
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3
quota parte del peso della vettura che su di essa si scarica, ma anche per effetto della deportanza e
della resistenza.
02
= + =
dove W il peso della vettura e ks la rigidezza equivalente della sospensione posteriore (per
semplicit supponiamo i montanti dellala rigidi).
Supponiamo ora un moto verticale della sospensione con relativa traslazione dellala rispetto a
questa posizione di equilibrio.
Lala verr quindi investita da una velocit relativa
2 2
= + con anomalia
1 tan
=
per cui scrivendo lequazione di equilibrio alla traslazione verticale della sola sospensione
posteriore, ala compresa, avremo, con ovvio significato dei simboli,
2 21 1 ( )sin ( )cos 02 2
+ + + =
che linearizzata con Taylor porta a
( ) ( )
0
2
0 0
1 1( ) 0
2 2
=
+ + =
ovvero
( )
( )0
2
0 0
1 1( ) 0
2 2
=
+ + + =
V
VR
V
L
D
VRL
D
-
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Lezione XXVII
Sistemi vibranti a 1 gdl
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4
Ora, nel caso in questione,( )
0
=
pu essere negativa assumendo valori molto maggiori di
0( )
, per cui
( )
0
0( )
=
+
che daranno luogo a un moto libero espansivo nel tempo per effetto di una perturbazione iniziale.
-
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5
Ad analoghi fenomeni dinstabilita (dette anche vibrazioni autoeccitate) si giunge a esempio nello
studio approssimato della frenatura con freni a disco
Supponiamo che la rigidezza e lo smorzamento delvincolo della pinza in direzione verticale siano ks, rse mp sia la sua massa. Esercitando una forza N sulla
pinza, nascer una forza frenante sul disco pari a
2 =diretta in verso opposto alla velocit periferica
relativa del disco e a una forza uguale e opposta sar
sottoposta la pinza.
Ricordiamo che che il coefficiente di attrito
varia in funzione della velocit relativa tra i
due corpi che strisciano con un legge che ha
landamento di figura.
Scrivendo lequilibrio alla traslazione in
direzione verticale (approssimabile alladirezione della velocit periferica V del disco
nella zona di contatto tra questi e le pastiglie) otteniamo
( )2 0
+ =
dove
( )0
( ) 0
=
+
ovvero
( ) ( )
( )
0
0 0
2 0 0
2 2 0
=
= =
+ + =
+ + + = +
( )0 0
2 2 0
= =
+ + + = +
-
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Lezione XXVII
Sistemi vibranti a 1 gdl
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6
Anche in questo caso
0
0
=
< per cui esister sempre una forza Ntale per cui
0
2 0
=+