NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI ENTRIAMO UN.

Presentazione sul tema: "NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI ENTRIAMO UN."— Transcript della presentazione:

1 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI ENTRIAMO UN PO’ NELLO SPECIFICO

2 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI: CONSIDERAZIONI FISICHE FREQUENZA Numero di cicli al secondo di una vibrazione. unità di misura Hertz (Hz). La frequenza di un sistema può variare in base alle caratteristiche del sistema, es.: rigidezza di una molla o massa. irrigidire la molla aumenta la frequenza e viceversa una massa maggiore riduce la frequenza e viceversa l’aumento di frequenza significa aumento di velocità e accelerazione a parità di ampiezza un pretensionamento NON cambia le caratteristiche vibranti

3 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI: UN PO’ DI MATH Δ=m g / k L’EFFETTO DEL PESO PROPRIO E’ NULLO SULL’OSCILLAZIONE SIMILMENTE NEL CASO IN CUI AL SISTEMA SIA APPLICATO UN QUALUNQUE PRETENSIONAMENTO STATICO

4 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI NON PERIODICHE

5 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI: UN PO’ DI MATH x(t)x(t) m kc

6 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI: UN PO’ DI MATH x(t)x(t) m kc

7 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI: UN PO’ DI MATH

8 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI: esempio Il sistema di sospensioni è un sistema vibrante. La molla gioca un ruolo simile a quello dell’oscillatore. La massa (e I momenti di inerzia) hanno il ruolo della massa dell’oscillatore Le irregolarità stradali fungono da eccitante Senza smorzatori (ammortizzatori) il sistema oscilla in modo simile all’oscillatore elementare Un tecnico può verificare facilmente lo stato degli ammortizzaotri, basta scuotere un angolo del veicolo (sedendocisi sopra violentemente) e vedere se oscilla o meno. Se si osserva moto oscillatorio vero e proprio smorzamento subcritico ammortizzatori scarichi Se si osserva moto aperiodico (no oscillazione) smorzamento supercritico ammortizzatori in ordine

9 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it ESEMPIO TELAD TELESCOPIO A PUNTAMENTO RAPIDO MAPPATURA DEI DEBRIS SPAZIALI UNA FOTO DEL CIELO OGNI 3s MASSA TOTALE CIRCA 30t MASSA OSCILLANTE CIRCA 2t OBIETTIVO: RIDURRE LE OSCILLAZIONI RESIDUE

10 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI RESIDUE: PROBLEMA Un telescopio a puntamento rapido avente massa sospesa pari a 2000 kg deve essere progettato con l’obiettivo di contenere l’ampiezza delle vibrazioni libere residue dopo 0.5 s entro il 30% della vibrazione provocata dal puntamento. Si supponga quindi di spostare il telescopio dalla sua configurazione di equilibrio e di riposizionarlo: nasceranno vibrazioni libere smorzate alla frequenza propria del sistema. Si chiede di progettare il telescopio in modo che la prima frequenza propria sia sufficientemente alta da ottenere un’ampiezza di vibrazione del 30 % del valore a inizio transitorio entro 0.5 s. Si può dimostrare che il sistema si comporta come se avesse un solo grado di libertà, trovare la frequenza propria minima che esso deve avere nell’ipotesi che lo smorzamento adimensionale ζ possa essere assunto pari a 0.01.

11 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI RESIDUE: PROBLEMA rapporto tra ampiezza iniziale e ampiezza dopo 0,5s TARGET DEL PROGETTO TELAD: 50Hz

12 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it Optical tubes Top octagon (square section) Bottom octagon (H section) External plates Internal plates Plate connecting bars Octagon vertical bars SECONDARY DESIGN AND MATERIAL & PROCESSES Francesco Pellicano (UNIMORE) DESCRIPTION OF THE GEOMETRY OF THE SECONDARY MIRROR FINAL CONFIGURATION

13 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it CAD – FEM model for the beam splitter SECONDARY DESIGN AND MATERIAL & PROCESSES Francesco Pellicano (UNIMORE) CAD 3D Model Finite Element Model (a quarter of the entire model) (sectioned)

14 Targets on the hard-mounted structure 1. Minimum frequency of the central part of the beam splitter greater than 50 Hz 2. Maximum component of residual displacement for the optics less than 10 μm SECONDARY DESIGN AND MATERIAL & PROCESSES Francesco Pellicano (UNIMORE)

15 THEORETICAL ISSUES Prestress Effect and Analysis SECONDARY DESIGN AND MATERIAL & PROCESSES Francesco Pellicano (UNIMORE) The effect of pre-tension is local: only the natural frequencies of tight supported beams increase with the pretension The paradigm is the tight string The fundamental frequency is fundamental mode shape T

16 Rigid Body motion of beam splitter SECONDARY DESIGN AND MATERIAL & PROCESSES Francesco Pellicano (UNIMORE) m m K F0F0 NEGLIGIBLE BENDING FOR SMALL DISPLACEMENTS THE CONNECTING BARS MAINLY UNDERGO TO LUNGITUDINAL STRETCHING THE CONNECTING BARS ACT AS SPRINGS NO TENSION EFFECT

17 Modal analysis First mode at 154.1 Hz: internal mode of the beam splitter SECONDARY DESIGN AND MATERIAL & PROCESSES Francesco Pellicano (UNIMORE) SECONDARY MIRROR ANALYSIS

18 Modal analysis Second mode at 166.7 Hz: rigid body motion of the beam splitter SECONDARY DESIGN AND MATERIAL & PROCESSES Francesco Pellicano (UNIMORE) SECONDARY MIRROR ANALYSIS

19 Modal analysis Fourth mode at 197.4 Hz: motion of the beam splitter SECONDARY DESIGN AND MATERIAL & PROCESSES Francesco Pellicano (UNIMORE) SECONDARY MIRROR ANALYSIS

20 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI: ESEMPI NUMERICI Frequency can also be expressed in Revolutions Per Minute (RPM). RPM is a common unit for rotating components in the automotive field. RPM can be converted to Cycles Per Second (CPS) or Hertz (Hz) by dividing RPM by 60. There are 60 seconds in one minute. If a crankshaft is rotating at 3000 RPM then it has a frequency (Hz) of 50 CPS or 50 Hz. This formula can also assist the technician in identifying the source of a vibration in a vehicle. If the frequency is known then the RPM can be calculated.

21 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI: ESEMPI NUMERICI A technician can now determine what component is turning at a calculated RPM, during the vehicle conditions at which the complaint occurs. For example: Engine RPM can be read from a tachometer 3000 RPM Driveline RPM is the same as engine RPM in fourth gear with a 1:1 gear ratio. (Manual Transmission) 3000 RPM = 50 Hz (engine speed and driveshaft speed). 3831.42 RPM = 63.85 Hz (driveline speed) Wheel RPM is calculated by dividing the RPM of the driveline by the gear ratio of the differential. (’93 Supra 2JZ−GE) 896.87 RPM = 14.95 Hz (wheel speed)

22 NVH Francesco Pellicano Univ. Modena e Reggio Emilia, Dip. Ing. Enzo Ferrari, www.vibrazioni.unimore.itwww.vibrazioni.unimore.it VIBRAZIONI: ESEMPI NUMERICI For example: The engine could be determined as the source of a measured 50 Hz vibration with the crankshaft turning at 3000 RPM.

23 Definizione del livello di vibrazione La severità della vibrazione può essere quantificata in diversi modi: diagramma, livello di picco, valore del picco-picco, valor medio, valore efficace Il picco-picco indica la massima escursione del moto ondoso, ad esempio è un fattore critico per il massimo stress o considerazioni sui giochi meccanici Il picco può essere importante per fenomeni di breve durata, ad esempio shock dovuti ad urti Il valor medio non ha molta importanza per la maggioranza delle analisi, indica la parte statica del fenomeno Il valore efficace (RMS) è la più importante misura di vibrazione sia perché considera un intero fenomeno vibratorio, sia perché dà un valore che è direttamente correlato all’energia, e quindi alla capacità distruttiva della vibrazione

24 Sorgenti di rumore e vibrazione Rumore e vibrazioni nell’ambiente o negli impianti industriali sono causati da particolari processi dinamici in cui forze eccitano le strutture. La maggior parte dei problemi di rumore e vibrazioni sono legati a risonanze. La risonanza si verifica quando le forze eccitano le frequenze proprie nelle strutture circostanti. Rumore e vibrazioni sono sempre un effetto collaterale di un fenomeno dinamico. La misura del rumore può essere confrontata con gli standard internazionali per determinare se si è entro limiti accettabili. Il livello delle vibrazioni può essere confrontato con le specifiche della macchina, ma molto spesso le vibrazioni sono un indicatore del guasto di una macchina.

25 Motivazioni responsabilità Ci sono sempre tre fattori: 1.Fonte - dove le forze sono generate 2.Percorso - come l'energia viene trasmessa 3.Ricevitore - la quantità di rumore / vibrazione può essere tollerata Ciascuno può contenere la causa del problema, e può essere studiato per trovare la soluzione. Esempio: un automobilista sente che il livello di rumore nel veicolo è troppo alto. In questo caso la fonte è la trasmissione, il percorso è il corpo macchina, e il ricevitore è l’orecchio del conducente. L’utilizzo di protettori auricolari è inaccettabile. Il problema è quindi limitato alla carrozzeria e alla trasmissione. I progettisti della carrozzeria e i progettisti e della trasmissione dichiarano che i loro singoli componenti si comportano in modo soddisfacente. Resta il fatto che l'interazione tra componenti provoca un grave problema.

26 Risoluzione dei problemi Analisi del segnale Cerchiamo di analizzare le informazioni che possono essere ottenuti dalla misurazione e l'analisi dei segnali di risposta di un macchina nelle condizioni di funzionamento. Si monta un accelerometro (es. all'interno del vano passeggeri) nel punto che sembra irradiare la maggior parte del rumore. L’analisi nel tempo non da molte informazioni utili. Lo spettro spesso ha caratteristiche che possono dimostrare che l'energia è concentrata su una o più frequenze (toni). La conoscenza del sistema meccanico permette di distinguere le componenti armoniche legate ad un componente meccanico, in modo da individuare la fonte di rumore e vibrazioni. Ad esempio una armonica può corrispondere alla velocità di rotazione di un albero nel sistema di trasmissione. Questo è un indizio che individua questo componente come fonte del rumore e delle vibrazioni. Una volta che la fonte è stato localizzata si deve capire se c’è un problema di risonanze (struttura) o di trasmissione di forze (supporti) o altro.

27 Risoluzione dei problemi Una volta che la fonte di vibrazioni è stato localizzata, si lavora sul sistema. Si prova il sistema in differenti condizioni di lavoro, ottenendo indicazioni sulle risonanze nel campo di lavoro. Si può visualizzare lo spettro in un diagramma tridimensionale (waterfall). Nell’esempio, dalla presenza di picchi è ragionevole concludere che ci sono risonanze nel sistema. Tuttavia, il forzante non è noto, la conclusione non è necessariamente vera. I picchi possono dipendere dal forzante. Tali misurazioni possono quindi solo dare grossolane informazioni.

28 Risoluzione dei problemi Per risolvere il problema, dobbiamo capire in che modo si comporta dinamicamente la struttura. Occorre determinare la deformazione della struttura alla frequenza critica. Due approcci: Analisi dei segnali: misura diretta della deformazione Analisi del sistema: modal testing Misura diretta della deformazione (analisi operativa). L'obiettivo è la forma della deformazione ad una determinata frequenza. Si può montare un accelerometro fisso come riferimento, un accelerometro itinerante in altri punti. Le misurazioni vengono poi tracciate, fino ad ottenere una forma del modo in cui le singole parti della struttura vibrano l’una rispetto alle altre.

29 Risoluzione dei problemi Modal testing La maggior parte dei problemi di rumore e vibrazioni sono legati risonanze. Modi di vibrazione che si trovano all'interno della larghezza di banda in frequenza del forzante rappresentano potenziali problemi. Con opportuni test di laboratorio si possono identificare: frequenza di risonanza smorzamento modale forme modali Tali parametri sono delle caratteristiche intrinseche di una struttura. L’analisi modale si può anche effettuare mediante modelli numerici (es. elementi finiti)

30 Verifica dei modelli numerici Esempio: fasi di progettazione di un grattacielo, edificio progettato per sopportare terremoti, vento e altro. Un modello matematico simula forzanti e risposta. I risultati mostrano un comportamento soddisfacente. Dopo l'edificio è costruito, la progettazione deve essere verificata. Il confronto tra analisi modale teorica e sperimentale è una via. La parte superiore del palazzo è eccitata da uno shaker elettrodinamico o da una vibrodina. Si determinano i modi di vibrare (teorici e sperimentali) e si procede al confronto. Se non c’è accordo, il modello analitico è modificato e raffinato fino a ottenere un accordo sufficiente.

31 FINE INTRODUZIONE NVH