2. Dimensionamento dinamico - Meccanica e costruzione delle ...
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COSTRUZIONE DI MACCHINE II<br />
NOTE SU DIMENSIONAMENTO DINAMICO DI ORGANI MECCANICI<br />
con costante ko. E’ immediato verificare che la trasmissione del momento si sdoppia sui due rami<br />
con il vincolo di avere uguali angoli: Mr = (ko + ko) θr = kr θr, cioè per elementi in parallelo sono da<br />
sommare le costanti elastiche. La valutazione, poi, della k mc<br />
∗ è effettuata con la [3.27b].<br />
Il criterio energetico implica una relazione fra quantità scalari; non è, cioè, subito applicabile se<br />
si vogliono trovare più accumuli. La generalizzazione della procedura è impostata con l’approccio<br />
lagrangiano, una volta prescelto il numero di gradi di libertà introdotto. Alternativamente si può<br />
ricorrere ad una procedura per approssimazioni successive. Infatti, i modi di vibrare sono distinti<br />
dal numero di nodi, partendo da una deformata con un nodo (ed i volani ripartiti in due gruppi, in<br />
opposizione di fase), fino al modo di ordine n, con nodi interposti fra ogni volani (ciascuno, cioè, in<br />
opposizione di fase rispetto al precedente); la procedura iterativa prevede di scegliere deformate<br />
che soddisfino le condizioni sul numero di nodi e scrivere i bilanci d’energia potenziale e cinetica<br />
per possibili configurazioni, tenuto conto che devono essere nel contempo verificate le condizioni<br />
di equilibrio dei momenti [<strong>2.</strong>18]; in difetto, si provvederà a ritoccare i valori dei parametri, finché<br />
saranno simultaneamente verificati bilanci energetici e condizioni d’equilibrio. La procedura è più<br />
oltre ripresa, con esempi per la <strong>costruzione</strong> di modelli per lo studio <strong>delle</strong> vibrazioni flessionali.<br />
III.<strong>2.</strong>4. Criteri di progetto e procedure di validazione.<br />
I problemi connessi allo studio <strong>delle</strong> vibrazioni torsionali di un sistema sono essenzialmente i<br />
seguenti: (1) formulazione del modello ridotto del sistema; (2) risoluzione analitica o numerica, con<br />
individuazione degli autovalori (e degli autovettori); (3) verifica dell’equivalenza tecnica del modello<br />
per le condizioni operative del sistema. Nella scelta del modello, ruolo importante hanno: l’ordine<br />
ed i valori dei parametri (inerzie, elasticità e, eventualmente, dissipazioni). La linearità dei modelli<br />
è importante perché consente la sovrapposizione degli effetti (cioè, la descrizione della dinamica<br />
con funzioni di trasferta, dipendenti dai parametri del modello, non dalle forzanti). Il ricorso a<br />
strumenti di calcolo automatico permette di trattare modelli non lineari, o meglio, di introdurre<br />
modelli a linearità locale, da aggiornare a seconda <strong>delle</strong> condizioni di funzionamento; in questo<br />
caso, autovalori (ed autovettori) sono anch’essi proprietà locali.<br />
La ricerca <strong>delle</strong> frequenze proprie torsionali è necessaria: - se il momento motore è variabile nel<br />
tempo.(motrici periodiche, a funzionamento intermittente con picchi di accelerazione, ecc.); - se è<br />
variabile nel tempo il carico (utente periodico, presenza di urti, funzionamento discontinuo con<br />
bruschi assorbimenti di potenza, ecc.). In entrambi i casi il flusso della potenza è aperto ed occorre<br />
solo accertare il comportamento della macchina nell’intorno <strong>delle</strong> pulsazioni critiche che cadono<br />
entro la banda del funzionamento previsto. La procedura di verifica prevede:<br />
• l’analisi in serie di Fourier della forzante (coppie motrici e coppie resistenti) previste;<br />
• la <strong>costruzione</strong> del modello equivalente ed il calcolo degli autovalori (ed autovettori);<br />
• la verifica di idoneità della macchina (posta la congruenza dei modelli utilizzati).<br />
Esiste un terzo caso per il quale è necessaria la conoscenza <strong>delle</strong> proprietà dinamiche: quello dei<br />
servosistemi ad elevate prestazioni; per essi, le bande di frequenza eccitanti possono interessarne<br />
le frequenze proprie, e le prestazioni effettive sono progettate in base a modifiche apportate agli<br />
anelli di retroazione (con interventi più agevoli che non se si dovesse agire sulle catene dirette). Il<br />
dimensionamento è, in questo caso, detto attivo, poiché implica la scelta di componenti (e guadagni)<br />
in modo da compensare effetti non voluti.<br />
Nei sistemi con flusso di potenza senza retroazioni, una volta trovate le frequenze di risonanza<br />
del sistema, occorre solo essere sicuri che esse non abbiano ad essere attivate dalle armoniche dei<br />
momenti (motore o resistente) applicati. La verifica comporta confrontare la trasformata di Fourier<br />
della forzante con la risposta in frequenza della trasmissione (o meglio, del modello equivalente,<br />
che, per la linearità, ha integrale generale dato da una combinazione lineare di esponenziali): si<br />
potrà accertare che le armoniche di eccitazione agenti siano differenti dalle frequenze di risonanza.<br />
Se la verifica mostra dati incerti (per esempio, prossimità fra componenti armoniche di ingresso e<br />
basse risonanze; le risonanze di ordine superiore appaiono in zone di risposta in frequenza molto<br />
attenuate) occorre migliorare la scelta del modello, per avere un più affidabile posizionamento <strong>delle</strong><br />
zone critiche.<br />
L’idoneità dei modelli, ai fini della particolare verifica costruttiva effettuata, è sempre compito<br />
A cura di R.C. Michelini, R.P. Razzoli – PMARlab - DIMEC<br />
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