Metodologia numerica e sperimentale per l'identificazione ... - AIAS

ASSOCIAZIONE ITALIANA PER L’ANALISI DELLE SOLLECITAZIONI
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE — 14–17 SETTEMBRE 2005, POLITECNICO DI MILANO
METODOLOGIA NUMERICA E SPERIMENTALE PER L’IDENTIFICAZIONE DELLE
CARATTERISTICHE DINAMICHE E STRUTTURALI DI UN TELAIO MOTOCICLISTICO
Marco Bocciolone, Federico Cheli, Marco Pezzola, Roberto Viganò a
a Dipartimento di Meccanica, Politecnico di Milano
Sommario
Il telaio di un motociclo gioca come noto un ruolo importante nella dinamica del veicolo.
Al fine di approfondire le principali caratteristiche di questo componente, è stato progettato e
realizzato un banco prova per caratterizzare staticamente e dinamicamente un telaio per uso
motociclistico.
Sono state eseguite prove sperimentali e simulazioni numeriche con lo scopo di identificare la
rigidezza statica, le frequenze proprie ed i relativi modi di vibrare del telaio.
Sono state identificate sia la rigidezza torsionale che quella flessionale, con particolare attenzione
anche alla determinazione del contributo del motore assemblato in ordine di marcia.
In parallelo, è stato realizzato un modello numerico del telaio. Un confronto critico tra i risultati
numerici e sperimentali ha condotto alla validazione del modello stesso.
Abstract
A numerical and an experimental experience was done with the aim to identify static stiffness,
natural frequencies and related vibration modes of a motorcycle frame.
A dedicated test rig was designed and realized in order to load chassis in torsional and flexural
configuration, both within and without engine, and constrain the chassis to apply an impulse
excitation. Flexural and torsional static stiffness of main frame were identified, paying attention to
distinguish engine’s contribute. A modal analysis, processing experimental dates, was performed using
the frequency response function measured in different points of the frame. Natural frequencies,
vibration modes and damping were identified.
A detailed Computer Aided Design model of the main frame was developed. It was processed by
the use of finite element method in order to reproduced the experimental experiences.
Parole chiave: telaio motociclistico, banco prova, rigidezze torsionali e flessionali, analisi modale,
modelli di simulazione.
1. INTRODUZIONE
La struttura del telaio ad uso motociclistico è un delicato compromesso realizzato per soddisfare
innumerevoli requisiti.
Le funzioni strutturali del telaio sono molteplici in quanto esso deve garantire un fissaggio rigido e
sicuro del sistema di sterzo, delle forcelle anteriori, del forcellone e dell’ ammortizzatore posteriore.
E’ stata progettata e realizzata una macchina di prova in grado di andare a caratterizzare alcuni tra i
* Corresponding author: Tel.+39.02.2399.8462 ; Fax+39.02.23998492. ; E-mail marco.pezzola@polimi.i;

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più importanti parametri motociclistici, quali le rigidezze torsionali, flessionali e i parametri modali,
quali le frequenze proprie e i modi di vibrare.
Con la realizzazione del banco prova e l’allestimento di una serie di prove dedicate si è voluto
ottenere un processo sistematico e veloce per la caratterizzazione di telai motociclisti, in modo da
rappresentare un punto di partenza per lo sviluppo di un veicolo sia a livello strutturale che dinamico.
Come noto, il motoveicolo possiede tre significativi modi di vibrare chiamati convenzionalmente
con i termini: weave, wobble e capsize [1, 2]. Ciascuno è caratterizzato da una propria frequenza che
dipende dalle caratteristiche del veicolo e si manifestano per range di velocità diversi tra loro.
Il moto indicato con Weave è il più complesso dei modi di vibrare in quanto il veicolo oscilla
attorno all’asse di rollio e contemporaneamente assume un movimento di imbardata. È un modo
oscillatorio instabile alle basse velocità (fino ai 35 km/h) e con frequenza che cresce con essa da zero a
2-3 Hz circa. Alle medie velocità (60 km/h) si stabilizza rapidamente e con l’aumentare della velocità
ritorna instabile. Per il weave si è trovato che la stabilizzazione è più agevole, alle basse velocità, se il
motoveicolo ha un interasse contenuto, elevata avancorsa, un basso centro di massa, un piccolo
scostamento tra il centro di massa della parte anteriore e l’asse di sterzo, un piccolo angolo del
cannotto di sterzo ed un minimo smorzamento di sterzo. La rigidezza del telaio influisce nel
comportamento di questa forma di instabilità in termini di smorzamento del fenomeno. Un elevato
valore di rigidità torsionale della parte posteriore del telaio, in cui è compreso il forcellone, aumenta lo
smorzamento alle medie velocità (50 km/h), ma lo diminuisce a quelle più alte (70 km/h) [5, 6]. La
parte anteriore del telaio influisce in modo minore sull’evolversi del weave [3, 4].
Il wobble è un modo che coinvolge principalmente le oscillazioni di sterzo (come lo “shimmy” per
gli autoveicoli) e consiste nella rotazione attorno all’asse di sterzo, generando scuotimenti nella parte
anteriore del veicolo. Si può osservare ad alte velocità, maggiori di 60-70 km/h e presenta una
frequenza naturale, la quale varia poco con la velocità, che può essere vicino ai 5 Hz per i grandi
motoveicoli e all’incirca 9 Hz per quelli leggeri e per le biciclette. Si osserva che grandi avancorse e
bassa inerzia del sistema di sterzo contribuiscono ad alzare tale frequenza. La generazione del
fenomeno è dovuta alle imperfezioni dello pneumatico o del cerchio, che ad una certa velocità
raggiungono la frequenza di eccitazione del modo, e alla presenza di asperità nel fondo stradale. Lo
smorzamento delle oscillazioni dipende fortemente dalle proprietà di rigidezza della parte anteriore, in
particolare se questa è molto flessibile lo smorzamento risulta ridotto [7]. In modo specifico interessa
la rigidità laterale delle forcelle e quella torsionale della zona cannotto, mentre poca influenza ha la
rigidezza della parte posteriore del veicolo [3, 4]. Elevati valori dell’angolo di inclinazione del
cannotto rendono più stabile il veicolo alle alte velocità, con il problema però che se il fenomeno
occorre, questo sarà violento e di difficile controllo.
Il capsize è, infine, un’instabilità di tipo statico (non oscillatoria) ed è la tendenza del motociclo a
cadere lateralmente durante la percorrenza di una curva, nel caso che non venga corretta la traiettoria
dal pilota. Si presenta stabile alle basse velocità (sotto i 35 km/h), e diventa critico all’aumentare di
questa divergendo rapidamente nel caso di bloccaggio di entrambe le ruote. Questo fenomeno non
dipende quindi dai parametri di rigidezza del telaio, ma dalle caratteristiche geometriche e di massa.
Si è visto quindi che le rigidezze caratteristiche del telaio hanno grande importanza nei principali
modi di vibrare caratteristici del motociclo: unite a quelle di forcelle, forcellone, cerchi e gomme
costituiscono un complesso sistema di rigidezze che durante il moto vanno a caratterizzare la
“rigidezza dinamica” di cui si parla spesso nelle pubblicazioni specialistiche. Nasce quindi la necessità
di dover caratterizzare le rigidezze tipiche dei motocicli, a seconda della categoria di appartenenza.
Tali valori sono normalmente non pubblicati dai costruttori, in quanto frutto di importanti studi e
dell’esperienza maturata all’interno dell’azienda.
2. SPERIMENTAZIONE
Dopo aver analizzato i vari schemi di vincolo e carico, nei casi di torsione e flessione, si sono scelte
due configurazioni ottimali, nell’ottica di avere un’unica macchina di prova. Non viene testato
l’avantreno e ciò si traduce nell’assenza delle forcelle anteriori in fase di prova. È invece richiesta la
rigidezza a torsione del forcellone posteriore, condizione da tenere ben presente nella fase di
progettazione del banco prova. Preso atto di queste necessità, le caratteristiche comuni assunte in fase
2

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di progettazione sono dunque l’applicazione del carico al cannotto, sotto forma di coppia torcente, e il
vincolo fisso nella parte posteriore del telaio, cioè il perno del forcellone. La parte più complessa
risulta essere il sistema di applicazione del carico in quanto l’asse di sollecitazione del momento
applicato al cannotto risulta sempre perpendicolare allo stesso, ma rivolta lungo l’asse longitudinale
nella torsione e trasversale nella flessione.
2.1 Descrizione del banco prova
Il sistema di applicazione del carico deve essere un elemento che sia in grado di afferrare
saldamente il telaio in corrispondenza del cannotto e di ruotare per trasmettere la coppia. Gli schemi
pensati consistono tutti in una struttura esterna che viene resa solidale al cannotto tramite delle flangie
o delle boccole allineate con un perno. Per applicare la coppia torcente si è previsto un afferraggio
messo in rotazione da un albero passante per l’asse di simmetria, che, come visto precedentemente,
deve coincidere con la mezzeria del cannotto. La trasmissione del carico tra afferraggio e telaio
avviene tramite distanziali cilindrici in battuta tra il telaio e le ali d’afferraggio. Questi distanziali
vengono tenuti coassiali al cannotto tramite un perno. La superficie di appoggio ideale è quella degli
spallamenti previsti per l’alloggiamento dei cuscinetti dello sterzo (Figura 1a, 1b).
Shaft
Clamp
Pivot
1a)
Figura 1: modello del banco prova: assieme della colonna di carico; particolare dell’ afferraggio.
Per le analisi agli elementi finiti si è utilizzato il modello solido del cannotto del telaio già esistente,
potendo così simulare l’accoppiamento con il telaio. Si sono provate diverse configurazioni di contatto
tra distanziali e cannotto in modo da valutare quale sia la migliore soluzione per l’afferraggio per
quando riguarda la trasmissione della coppia torcente. Infatti si possono riscontrare diverse
problematiche in fase di montaggio del telaio sul banco prova. Il carico è stato applicato come un
momento concentrato nel centro della porzione di albero uscente dall’ afferraggio che è stato aggiunto
per effettuare l’analisi. I vincoli che impediscono le traslazioni nello spazio del sistema sono stati posti
nelle nervature appartenenti al telaio che si saldano sul cannotto (Figura 2a, 2b).
2a) 2b)
Figura 2: modello del banco prova: andamento degli sforzi tra cannotto-afferraggio.
1b)
3

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Analizzando i risultati ottenuti si può affermare che le deformazioni sono effettivamente
dell’ordine del centesimo di millimetro e portano, quindi, ad una rotazione relativa della struttura
dell’afferraggio trascurabile rispetto alla deformazione del telaio.
3a) 3b)
Figura 3: modello del banco prova: vista d’assieme virtuale: configurazione di prova torsionale (a) e configurazione di
prova flessionale (b).
Si è deciso di ottenere la colonna anteriore tramite due conci separati imbullonati tra loro per tre
motivi. Il primo è che nella prova a flessione occorre che uno dei due vincoli possa scorrere per non
rendere la struttura iperstatica e per simulare l’effetto di “apertura” del telaio: si utilizza a questo scopo
una guida a ricircolo di sfere da montare sotto la colonna. Il secondo è che con lo stesso sistema di
carico si torcerà anche il forcellone posteriore che è posto ad una quota minore rispetto al cannotto. In
ultimo si ha la possibilità di modificare in modo sostanziale l’altezza del sistema di carico nel caso si
presentino telai con geometrie particolari.
Per quanto riguarda la struttura del vincolo posteriore, i punti ideali per permettere il fissaggio sono
l’attacco del forcellone e quello del leveraggio della sospensione. Nella flessione deve essere permessa
la rotazione del telaio attorno al perno del forcellone posteriore bloccando le traslazioni nello spazio.
Nel caso della torsione deve essere impedita la rotazione attorno all’asse longitudinale dello chassis;
oltre al vincolo presente nel perno posteriore se ne introduce un secondo che va a fissarsi nel perno del
leveraggio con lo scopo di irrigidire maggiormente la struttura.
2.2 Identificazione sperimentale delle rigidezze
2.2.1 Banco prova in configurazione torsionale
Il sistema di misura è stato configurato come segue:
• due laser a triangolazione MEL modello M5L/10, dotati del proprio condizionatore, con
campo di misura ±5 mm e sensibilità 0.5mm/V, solidali alla colonna anteriore, atti alla
misurazione della rotazione della “C” ;
• un comparatore centesimale Borletti, per controllare l’inflessione in direzione longitudinale
del sostegno anteriore: risultando essere al massimo di qualche centesimo tale inflessione è
stata ritenuta trascurabile;
• due laser a triangolazione MEL modello M25L/50, dotati del proprio condizionatore, con
campo di misura ±25 mm e sensibilità 2.5 mm/V, ancorati a terra, atti alla misurazione degli
spostamenti del sostegno anteriore in direzione trasversale alla macchina di prova. In questo
modo si può rilevare anche una rototraslazione della colonna;
• un laser a triangolazione MEL modello M25L/50, dotati del proprio condizionatore, con
campo di misura ±25 mm e sensibilità 2.5 mm/V, ancorato a terra, atto alla misurazione dello
spostamento del sostegno posteriore centrale,in direzione trasversale alla macchina di prova;
4

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• pistone idraulico con cella di carico MTS 0-25 kN (figura 4, 7).
Figura 4: banco prova: vista d’assieme in configuraz ione di prova torsionale (a) e configurazione flessionale (b).
L’analisi
dei cedimenti vincolari risulta importante per capire quanto la deformazione
di alcune
parti del banco influiscano sulla qualità delle misure. Attraverso i comparatori si è potuto verificare
durante
le prove che lo spostamento in direzione longitudinale è nullo.
In figura 5 si riportano gli andamenti dei sensori monitorati durante un ciclo di prova, costituito da
4 rampe di carico/scarico (fig. 6a), con coppia di carico applicata tramite l’afferraggio pari a 430 Nm
(valore identificato dall’analisi dei carichi presenti all’avantreno durante una percorrenza di curva):
[EU]
Load [N]
Ch 0
20
0
Aacq
filtered
-20
50000
10 20 30
Ch 1
40 50 60 70 80
0
-5000
20
10 20 30
[s]
Ch 2
40 50 60
Aacq
filtered
70 80
0
[s]
Aacq
filtered
-2
10
10 20 30
Ch 3
40 50 60 70 80
0
[s]
Aacq
filtered
-1
0.50
10 20 30
Ch 4
40 50 60 70 80
0
[s]
Aacq
filtered
-0.5
0.10
10 20 30
Ch 5
40 50 60 70 80
0
[s]
Aacq
filtered
-0.1
0.10
10 20 30
Ch 6
40 50 60 70 80
0
[s]
Aacq
filtered
-0.1
0 10 20 30 40
[s]
50 60 70 80
[EU]
[EU]
[EU]
[EU]
[EU]
[EU]
3000
2500
2000
1500
1000
500
4a) 4b)
Carico [N]
Loading Ramps
0
0 10 20 30 40 50
time [s]
60 70 80 90 100
Figura 5: banco prova: segnali acquisiti durante una prova.
Data Acqu.
Selected Data
Guida a ricircolo di sfere
450
6a) 400
6b)
Torque [Nm]
350
300
250
200
150
100
50
LVDT
CELLA DI CARICO
LASER CANNOTTO SUPERIORE
LASER CANNOTTO INFERIORE
LASER COLONNA TORSIONE, LATO PULEGGIA
LASER COLONNA TORSIONE, LATO TELAIO
LASER COLONNA CENTRALE POSTERIORE
Loading Ramp
Coppia [Nm]
STIFFNESS = 964.5571
0
0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45
Desplacement [°]
tempo [s]
Cedimento [°]
Figura 6: banco prova: eccitazione statica torsionale, successione cicli di carico (a), curva caratteristica (b).
5

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Il valore di rigidezza torsionale del telaio è ottenuto per interpolazione ai minimi
quadrati dei punti
selezionati, previo calcolo della coppia applicata e del
cedimento angolare del telaio (fig. 6b).
La rotazione effettiva del telaio è ricavata direttamente dalle letture dei laser posiz ionati
sull’afferraggio, in quanto fissati al basamento anteriore: in tal modo non risentono delle eventuali
inflessioni dello stesso basamento perché relativi rispetto ad esso.
( x x )
⎡ ⎤
1 + 2 2
θ = arctg⎢
* ⎥
(1)
⎣ 2 L int ⎦
dove x1 = spostamento del cannotto rilevato dal laser 1, x2 = spostamento del cannotto rilevato
dal
laser 2, Lint = interasse tra i laser.
La formulazione utilizzata per la rilevazione della rigidezza torsionale è la seguente:
M = F ⋅ r
(2)
kt = M / θ
(3)
dove M = momento applicato, F = forza applicata dal cavo d’acciaio
tangenzialmente alla puleggia,
r = raggio della puleggia, kt = rigidezza torsionale, θ = rotazione del cannotto.
L int
X1
θ
X2
Figura 7: banco prova: particolare
dell’afferraggio e dei sensori laser (a); prova di torsione telaio più motore (b).
2.2.2
Banco prova in configurazione flessionale
Il telaio è posizionato verticalmente: la prova è eseguita in maniera analoga a quella torsionale. Le
uniche differenze consistono nell’aver ruotato di 90° la colonna alloggiante la puleggia e nell’averla
vincolata al suolo attraverso una guida a ricircolo di sfere, con lo scopo di consentire un grado di
libertà longitudinale. Con tale sistema di vincolo si riducono i contributi di sollecitazione derivanti da
una configur azione iperstatico. E’ stato, inoltre, rimosso il vincolo centrale posteriore.
2.3
Identificazione modale
7a)
La
determinazione delle frequenze proprie viene eseguita analizzando i picchi della funzione di
trasferimento tra uscita ed ingresso. Nelle prove effettuate in questo lavoro si è utilizzata un’
eccitazione di tipo impulsiva, generata tramite martello dinamometrico. Con questo metodo si può
6
7b)

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valutare velocemente la risposta in frequenza in quanto viene analizzato un ampio intervallo di
frequenze. Di contro si ha che l’energia fornita alla singola frequenza è molto
bassa. Per la fase di
campionamento
è necessario utilizzare un pre-trigger in quanto c’è il rischio che parte del segnale
della forza sia perso, e si possa generare un errore di leakage se l’origine e la fine della finestra di
osservazione presentano valori diversi: l’impulso sarà quindi preceduto da un tratto a valore nullo.
2
8a)
1
Figure 8: prova sperimentale: configurazione per identificazione modale (a), disposizione accelerometri (b).
Il sistema di misura è stato configurato come segue (fig. 8):
• sei accelerometri
monoassiali ± 50 g, full scale, trasversal sensitivity ≤1 %, natural frequency
22 kHz, temperature
range 0 - 65 °C;
• martello dinamometrico, range 0-5000 lb, mass 265g.
La risposta del sistema meccanico viene valutata tramite la funzione di trasferimento (FRF) ,
definita nel dominio delle frequenze. A causa delle concause che partecipano all’ incertezza
della
misura, occorre determinare la FRF tramite stime. E’ stato implementato lo stimatore H1xy, che
fornisce la stima migliore nel caso di disturbo nella risposta del sistema (output), ed è definito come
rapporto tra il cross-spettro e l’autospettro. Per ogni singola prova si sono eseguite 10 ripetizioni.
Gxy
FR F xy ≅ H1xy
= ;
(4)
G
do ve:
3
yy
4
• y(t), x(t) = rispettivamente ingresso
(forza trasmessa
dal martello) e uscita (segnale
accelerometrico) nel dominio del tempo
• Gxy = cross-spectro tra x,y;
• Gyy = auto-spectro di y.
Modulo e fase delle Funzioni di Trasferimento sono calcolati per ogni sensore accelerometrico,
come mostrato in figura 9.
6
5
Acc 1 Acc 3
Acc 2
Y
Acc 4
Z
8b)
X
7
Acc 6
Acc 5

FRF MODULE [g/N]
30
20
10
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Acc. 1
Acc. 2
Acc. 3
Acc. 4
Acc. 5
Acc. 6
0
0 200 400 600 800 1000
MODE SHAPES; Frequency [Hz]: 88.6355
9a)
1
0.8 RAPPORTO MODULI
Acc. 1
Acc. 1 value
Acc. 2
Acc. 2 value
Acc. 3
9b)
0.6
0.4
E SFASAMENTO
Acc. 3 value
Acc. 4
Acc. 4 value
Acc. 5
Acc. 5 value
Acc. 6
0.2
Acc. 6 value
Imag
0
-0.2
-0.4
-0.6
-0.8
-1
-1 -0.8 -0.6 -0.4 -0.2 0
Real
0.2 0.4 0.6 0.8 1
[Hz]
PARTE REALE VS IMMAGINARIA
Figure 9: identificazione modale del telaio: FdT dei sei accelerometri in modulo (a), ed in notazione fasoriale,
dove ogni fasore ha modulo adimensionaliz zato a quello di entità maggiore
(b).
Dall’analisi delle funzioni di trasferimento è stato possibile ricavare le frequenze naturali ed i
r
rispettivi modi di vibrare. Lo smorzamento modale adimensionale associato ad uno specifico modo
rc
di vibrare è stato stimato per mezzo del metodo del decremento logaritmico. Isolato il picco di
interesse per mezzo di un filtro passa banda selettivo, lo smorzamento è stato identificato tramite:
r
r
i
c,
i
i
i
i
( ∆y)
ri
α i ln Ai
= = = − = −
2m
ω ω ∆t
* ω ω
i
i
ri
∆y = exp( −α
i * ∆t)
= exp( − * ∆t)
(6)
2m
i
essendo, rispettivamente, ri ,mi , ωi rappresentano smorzamento, massa e frequenza propria
associate all’ i-esimo modo e Ai è il coefficiente angolare dell’inviluppo del segnale, rappresentato in
scala logaritmica. L’equazione (6) rappresenta l’espressione analitica dell’inviluppo del segnale
smorzato (curva in blu in fig. 10). E’ una funzione esponenziale caratterizzata da un esponente
negativo proporzionale allo smorzamento; al crescere di questo il segnale convergerà più rapidamente
all’asintoto.
[g]
Acceleration
80
60
40
20
0
-20
-40
-60
-80
-100
0 2 4 6 8 10
Figure10: identificazione modale del telaio: decremento del segnale relativo ad un singolo modo di vibrare.
t [s]
(5)
8

3. MODELLO NUMERICO
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E’ stato creato un modello numerico del telaio al fine di riprodurre le esperienze sperimentali. Il
telaio è una struttura assemblata costituita da: cannotto, montanti laterali, travi perimetrali ellittiche,
come rappresentato in figura 11:
Scatolato anteriore
cannotto
Travi perimetrali ellittiche
montanti laterali
I componenti sono stati assemblati
e discretizzati con elementi solidi tetraedrici. Le saldature sono
modellate come vincoli rigidi ideali tra le parti.
L e simulazioni eseguite sono state fatte con lo scopo di confrontare i risultati ottenuti durante le
prove di laboratorio. Per ricavare le rigidezze è stato applicato un momento concentrato sul cannotto,
ad asse longitudinale per la torsione e trasversale per la flessione. Il telaio è stato vincolato sul pivot
del forcellone, riproducendo il contesto sperimentale. Tutte le simulazioni sono state eseguite con e
senza il simulacro del motore, al fine
di stimare il suo contributo irrigidente.
L’analisi
modale è condotta con struttura libera.
4.
RISULTATI
Figure 11: modello numerico FEM: parti del telaio.
Si
riportano I risultati ottenuti in maniera sintetica.
Tabella 1: Rigidezze torsionali e flessionali: risultati numerici VS sperimentali
Rigidezza Torsionale Nm/° Rigidezza Flessionale Nm/°
Sperimentale Numerico Sperimentale Numerico
Telaio 1050 1170 5200 6500
Telaio+motore 1320 1380 6000 7200
Tabella 2: Analisi modale: risultati numerici VS sperimentali (telaio senza motore)
Frequenze [Hz] Modo di vibrare Smorzamento modale Massa modale [kg]
(% di smorz. critico)
Sperimentale Numerico Sperimentale Numerico Sperimentale Numerico
205 230 Torsionale 0.05% 1.28E-03
421 421 Torsionale/Flessionale 0.06% 1.44E-03
462 459 Flessionale 0.02% 8.34E-04
Le principali differenze riscontrate tra risultati numerici e sperimentali sono imputabili al tipo di
elementi solidi tetraedrici
a 4 nodi lineari. L’uso di elementi lineari causa l’irrigidimento del modello,
in particolare per i modi a bassa frequenza. Inoltre, le saldature ed i vincoli reali utilizzati sono stati
considerati
come vincoli ideali.
9

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230
Hz
5. CONCLUSIONI E SVILUPPI FUTURI
421 Hz
Figure 11: primi tre modi di vibrare: 230, 421 e 459 Hz.
459 Hz
Sono state eseguite la progettazione e la realizzazione di una macchina di prova polivalente, in
grado di poter identificare le rigidezze torsionali e flessionali di telai motociclistici, con e senza
motore. I basamenti, indipendenti l’uno dall’altro, possono adattarsi anche a consistenti variazioni
dimensionali in lunghezza, larghezza e altezza, risultando facilmente adeguabili a qualunque categoria
di motoveicolo, dalle trial alle granturismo.
La stessa struttura può inoltre testare a torsione anche i forcelloni, utilizzando il medesimo sistema
torcente impiegato per
i telai.
Sono state effettuate prove sperimentali di torsione e di flessione di telai, di sistemi telaio più
motore e di torsione di forcelloni.
Grazie all’esperienza conseguita si è potuta definire una struttura e una procedura di misura veloce
e collaudata per la caratterizzazione di un telaio motociclistico.
Ulteriori sviluppi sono previsti per il banco prova in quanto verrà configurato per eseguire prove di
fatica torsionale e flessionale.
È stata prevista anche la possibilità di realizzare un telaio con rigidezza variabile
per poter meglio
interpretare le indicazioni e sensazioni del pilota e per adattarsi meglio ad ogni circuito affrontato.
BIBLOGRAFIA
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