Definizione: Che cos'è la frequenza naturale?

Risposta rapida

Frequenza naturale è la frequenza con cui un sistema meccanico oscilla liberamente dopo essere stato spostato dall'equilibrio. È determinata dalle caratteristiche del sistema massa e rigidità: fn = (1/2π) × √(k/m), dove k è la rigidità (N/m) e m è la massa (kg). Quando la frequenza di una forza esterna corrisponde a una frequenza naturale, risonanza si verifica - l'ampiezza delle vibrazioni può aumentare di 10-50× e causare guasti catastrofici. Nei macchinari rotanti, la velocità critica (RPM) = fn × 60. Una rapida stima del campo utilizza la deflessione statica: fn ≈ 15.76 / √δmm.

A frequenza naturale è la frequenza specifica alla quale un oggetto o un sistema fisico oscilla quando viene disturbato dalla sua posizione di equilibrio e poi lasciato vibrare liberamente, senza alcuna forza motrice esterna. Si tratta di una proprietà intrinseca e fondamentale dell'oggetto, determinata interamente dalle sue caratteristiche fisiche - principalmente la sua massa (inerzia) e la sua rigidità (elasticità). Ogni oggetto fisico, dalla corda di una chitarra alla campata di un ponte al piedistallo di sostegno di una macchina, possiede una o più frequenze naturali.

Le frequenze naturali sono talvolta chiamate frequenze autoctone (dalla parola tedesca "eigen" che significa "proprio" o "caratteristico"), e i modelli di vibrazione corrispondenti sono chiamati forme modali o autovalori. Una struttura complessa come il basamento di una macchina può avere centinaia di frequenze naturali, ciascuna associata a un modello di deformazione unico: flessione, torsione, respirazione, oscillazione e così via.

Perché la frequenza naturale è importante nell'analisi delle vibrazioni

Nelle macchine rotanti, i problemi di vibrazione sono spesso causati non da forze di eccitazione eccessive (come lo squilibrio), ma dalla sfortunata coincidenza di una frequenza di eccitazione con una frequenza naturale strutturale. Una quantità perfettamente accettabile di squilibrio può produrre vibrazioni distruttive se la macchina opera in corrispondenza o in prossimità di una risonanza strutturale. L'identificazione delle frequenze naturali è quindi una delle fasi diagnostiche più importanti quando si indaga su vibrazioni elevate inspiegabili.

La relazione tra massa, rigidità e frequenza naturale

La relazione fondamentale tra massa, rigidità e frequenza naturale è uno dei concetti più importanti dell'ingegneria delle vibrazioni. È un concetto intuitivo e matematicamente preciso.

Comprensione intuitiva

  • Rigidità (k): Un oggetto più rigido ha un più alto frequenza naturale. Pensate a una corda di chitarra: stringendo la corda (aumentando la tensione/rigidità) si alza l'intonazione (frequenza). Una trave d'acciaio spessa vibra a una frequenza molto più alta di una striscia di alluminio sottile della stessa lunghezza.
  • Massa (m): Un oggetto più massiccio ha una inferiore frequenza naturale. Pensate a un righello che si estende dal bordo di una scrivania: un righello più lungo e più pesante oscilla più lentamente (frequenza più bassa) di uno più corto e più leggero. L'aggiunta di peso a una struttura ne abbassa sempre le frequenze naturali.

La formula fondamentale

Per un semplice sistema a singolo grado di libertà (SDOF) - una massa collegata a una molla - la frequenza naturale non smorzata è:

Frequenza naturale non smorzata
fn = (1 / 2π) × √(k / m)
fn in Hz, k in N/m, m in kg. Anche: ωn = √(k/m) in rad/s

Questa formula ha profonde implicazioni pratiche:

  • A aumento fn di 2×, è necessario aumentare la rigidità di 4× (a causa della radice quadrata) o ridurre la massa di 4×.
  • A diminuire fn di 2×, è necessario ridurre la rigidità di 4× o aumentare la massa di 4×.
  • Le modifiche alla rigidità e alla massa hanno rendimenti decrescenti: ogni raddoppio di fn richiede una variazione di 4 volte del parametro

La scorciatoia per la deflessione statica

Una delle formule pratiche più utili nell'ingegneria delle vibrazioni mette in relazione la frequenza naturale direttamente con la deflessione statica sotto gravità:

Frequenza naturale dalla deflessione statica
fn = (1 / 2π) × √(g / δ) ≈ 15,76 / √δ
fn in Hz, δ in mm, g = 9810 mm/s². Molto utile per stime rapide!

Questo è molto utile perché la deflessione statica è spesso facile da misurare o stimare: è sufficiente misurare quanto una struttura si deflette sotto il peso della macchina. Una macchina che cede 1 mm sui suoi supporti ha una frequenza naturale verticale di circa 15,8 Hz (948 RPM). Una macchina che cede 0,25 mm ha una fn ≈ 31,5 Hz (1890 giri/min).

Stima rapida sul campo

Avete bisogno di una rapida stima della frequenza naturale senza strumenti? Posizionate un comparatore sotto l'alloggiamento del cuscinetto della macchina e osservate la deflessione statica quando viene applicato il peso della macchina (ad esempio, durante l'installazione). La formula fn ≈ 15.76/√δmm fornisce una prima approssimazione molto buona della frequenza naturale verticale fondamentale.

Più gradi di libertà

Le strutture reali non sono semplici sistemi SDOF: hanno molte masse collegate attraverso una rigidità distribuita, che dà luogo a molte frequenze naturali. Un semplice corpo rigido su supporti elastici ha sei frequenze naturali corrispondenti a sei gradi di libertà: tre traslazionali (verticale, laterale, assiale) e tre rotazionali (rollio, beccheggio, imbardata). Una struttura flessibile ha un numero infinito di modi, anche se di solito solo i più bassi sono di interesse pratico.

Il principio chiave è: il numero di frequenze naturali è uguale al numero di gradi di libertà del modello. Una semplice trave modellata con 10 masse forfettarie ha 10 frequenze naturali; un modello a elementi finiti con 10.000 nodi ha 30.000 frequenze naturali (3 DOF per nodo), anche se solo poche decine possono rientrare nell'intervallo di frequenze di interesse.

L'effetto dello smorzamento

I sistemi reali presentano sempre un certo smorzamento: attrito, isteresi dei materiali, radiazione nella struttura circostante, resistenza dei fluidi, ecc. Lo smorzamento ha due effetti:

  • Abbassa leggermente la frequenza di risonanza effettiva: La frequenza naturale smorzata è fD = fn × √(1 - ζ²), dove ζ è il rapporto di smorzamento. Per le strutture meccaniche tipiche (ζ = 0,01-0,05), questo effetto è trascurabile - meno di 0,1% di riduzione.
  • Limita l'ampiezza alla risonanza: Senza smorzamento, l'ampiezza della risonanza sarebbe teoricamente infinita. Il fattore di amplificazione Q (fattore di qualità) alla risonanza è approssimativamente Q = 1/(2ζ). Per una struttura leggermente smorzata con ζ = 0,02, Q = 25 - il che significa che l'ampiezza della vibrazione alla risonanza è 25 volte superiore a quella che si avrebbe lontano dalla risonanza. Ecco perché anche piccole quantità di squilibrio possono produrre enormi vibrazioni a velocità critiche.

Frequenza naturale e risonanza: La connessione critica

Il concetto di frequenza naturale è di fondamentale importanza in ingegneria, in particolare per la sua diretta connessione con il fenomeno del risonanza.

Che cos'è la risonanza?

La risonanza si verifica quando una forza esterna periodica viene applicata a un sistema a una frequenza uguale o molto vicina a una delle sue frequenze naturali. In questo caso, il sistema assorbe l'energia della forza esterna con la massima efficienza, facendo crescere drasticamente l'ampiezza della vibrazione. Ogni ciclo della funzione di forzatura aggiunge energia al sistema in esatta sincronia con l'oscillazione naturale del sistema, aumentando l'ampiezza ciclo dopo ciclo finché lo smorzamento non limita l'ulteriore crescita o la struttura cede.

Il fattore di amplificazione

L'ingrandimento della vibrazione alla risonanza dipende in modo critico dallo smorzamento del sistema. Il fattore di ingrandimento dinamico (DMF) descrive quanto è più grande la risposta dinamica rispetto alla deflessione statica che la stessa forza produrrebbe:

Fattore di ingrandimento dinamico
DMF = 1 / √[(1 - r²)² + (2ζr)²]
r = fforzatura/fn (rapporto di frequenza), ζ = rapporto di smorzamento. Con r = 1: DMF ≈ 1/(2ζ)
Rapporto di smorzamento (ζ) Sistema tipico Fattore Q (≈ 1/2ζ) Amplificazione alla risonanza
0.005 Struttura in acciaio saldata, non smorzata 100 100× deflessione statica
0.01 Telaio in acciaio, connessioni imbullonate 50 50× deflessione statica
0.02 Struttura tipica del macchinario 25 25× deflessione statica
0.05 Fondazione in calcestruzzo, giunti bullonati 10 10× deflessione statica
0.10 Montato su gomma, ben smorzato 5 5× deflessione statica
0.20 Elevato smorzamento (smorzatore viscoso) 2.5 2,5× deflessione statica

Perché la risonanza è pericolosa

La risonanza è particolarmente insidiosa perché l'ampiezza della vibrazione può essere 10-100 volte superiore a quella prevista in base alla sola grandezza della forzatura. Un rotore con 50 µm di eccentricità di sbilanciamento che produce una vibrazione di 1 mm/s a velocità non risonante potrebbe produrre 25-50 mm/s in risonanza, abbastanza da distruggere i cuscinetti, affaticare i bulloni, rompere le saldature e causare guasti a cascata alle apparecchiature.

Esempio storico - Ponte Tacoma Narrows (1940)

Il crollo del Tacoma Narrows Bridge rimane una delle più drammatiche dimostrazioni di risonanza nella storia dell'ingegneria. Le forze del vento, con una frequenza vicina alla frequenza naturale di torsione del ponte, fecero oscillare l'impalcato con un'ampiezza crescente fino al cedimento strutturale. L'evento portò a cambiamenti fondamentali nell'ingegneria dei ponti e viene studiato in tutti i corsi di dinamica strutturale del mondo. Gli ingegneri moderni eseguono abitualmente analisi modali per garantire che le strutture siano progettate lontano dalle frequenze di eccitazione prevedibili.

Velocità critiche delle macchine rotanti

Nelle macchine rotanti, la manifestazione più importante della frequenza naturale è la frequenza di rotazione. velocità critica - la velocità di rotazione alla quale la frequenza di rotazione dell'albero (1× RPM) coincide con la frequenza naturale del sistema rotore-cuscinetto-supporto. Quando una macchina funziona a una velocità critica, la forza di sbilanciamento 1× eccita la frequenza naturale, producendo gravi vibrazioni risonanti.

Tipi di velocità critiche

  • Criticità del corpo rigido: Si verificano quando la velocità dell'albero corrisponde a una frequenza naturale del rotore sui suoi supporti, con l'albero stesso che rimane essenzialmente diritto. Si tratta in genere del primo e del secondo modo critico (modo di rimbalzo e modo di roccia) e si verificano a velocità inferiori. Le criticità dei corpi rigidi possono essere modificate cambiando la rigidità dei cuscinetti o la massa della struttura di supporto.
  • Criticità del rotore flessibile (criticità di flessione): Si verificano quando la velocità dell'albero corrisponde a una frequenza naturale associata alla deformazione di flessione dell'albero. La prima flessione critica comporta tipicamente l'inarcamento dell'albero in una forma semisinusoidale. Questi sono più pericolosi perché comportano grandi deflessioni a metà dell'apertura dell'albero e non possono essere controllati solo con la modifica dei cuscinetti: è necessario modificare la geometria dell'albero stesso.

Margine di separazione

Gli standard del settore (ad esempio, API 610, API 617) richiedono un minimo di margine di separazione tra la velocità di esercizio e le velocità critiche:

  • Requisito tipico di API: La velocità operativa deve essere almeno 15-20% lontana da qualsiasi velocità critica laterale (non smorzata).
  • Buone pratiche generali: Un margine di 20% è considerato minimo; 30% è preferibile per le apparecchiature critiche.
  • Apparecchiature azionate da VFD: Gli azionamenti a frequenza variabile cambiano la velocità di funzionamento, potenzialmente spazzando via le criticità. È necessario controllare l'intero intervallo di funzionamento e identificare le criticità all'interno dell'intervallo, escludendole o programmando il transito rapido.
Implicazioni pratiche per il bilanciamento del campo

Quando si esegue l'equilibratura di campo di una macchina che opera in prossimità (ma al di sopra) di una velocità critica, la relazione di fase tra lo squilibrio e la risposta alle vibrazioni sarà diversa da quella prevista per una macchina "sotto risonanza". Il segnale di vibrazione può essere anticipato di 90-180° rispetto al punto pesante, anziché essere in fase. Buono Attrezzatura di bilanciamento gestisce automaticamente questo aspetto attraverso la misurazione della risposta dei pesi di prova, ma l'analista deve essere consapevole che il funzionamento quasi critico complica la semplice analisi vettoriale.

Come si identificano le frequenze naturali?

L'identificazione delle frequenze naturali di una macchina o di una struttura è un'abilità diagnostica fondamentale. Sono disponibili diversi metodi, da semplici a sofisticati:

1. Test di impatto (Bump Test)

Il metodo sperimentale più comune e pratico per identificare le frequenze naturali strutturali. La procedura prevede di colpire la macchina o la struttura (mentre è non con un martello a percussione strumentato e misurando la vibrazione risultante con un accelerometro. Il colpo di martello immette energia in un'ampia gamma di frequenze simultaneamente e la struttura "suona" naturalmente alle sue frequenze naturali, producendo chiari picchi nello spettro FFT risultante.

Procedura pratica

Preparare l'attrezzatura

Montare un accelerometro sulla struttura nel punto di interesse (tipicamente l'alloggiamento del cuscinetto o la struttura di supporto). Collegare a un analizzatore FFT o a un raccoglitore di dati configurato per le prove d'urto (trigger nel dominio del tempo, intervallo di frequenza appropriato, in genere 0-1000 Hz per le risonanze strutturali).

Selezionare la punta del martello

Le punte dei martelli a percussione di diversa durezza eccitano gamme di frequenza diverse. Le punte in gomma morbida eccitano 0-200 Hz; le punte in plastica media eccitano 0-500 Hz; le punte in acciaio duro eccitano 0-5000 Hz. Scegliere la punta che copre l'intervallo di frequenza di interesse per il test specifico.

Sciopero e registrazione

Colpire saldamente la struttura con un solo colpo netto. Evitare i doppi colpi (rimbalzi). L'analizzatore deve acquisire la forma d'onda temporale che mostra l'impatto e il conseguente decadimento delle vibrazioni libere. La FFT di questa risposta rivela le frequenze naturali come picchi.

Media dei colpi multipli

Eseguire 3-5 medie per migliorare il rapporto segnale/rumore e confermare la coerenza. Se la funzione di risposta in frequenza (FRF) varia in modo significativo tra un colpo e l'altro, verificare la presenza di doppi colpi, un cattivo montaggio dell'accelerometro o il cambiamento delle condizioni al contorno.

Identificare le frequenze naturali

Le frequenze naturali appaiono come picchi nel grafico della magnitudine FRF. Confermare utilizzando il diagramma di fase (le frequenze naturali mostrano uno sfasamento di 180°) e la funzione di coerenza (dovrebbe essere vicina a 1,0 alle frequenze naturali). Registrare le frequenze e confrontarle con la velocità di funzionamento e le armoniche.

Suggerimenti per il bump test dal campo

Eseguire sempre il bump test con la macchina assemblato ma non in funzione. Le frequenze naturali possono cambiare in modo significativo quando il rotore viene rimosso (variazioni di massa) o quando la macchina è in funzione (effetti giroscopici, variazione della rigidità dei cuscinetti con la velocità, effetti termici). Eseguire i test in più direzioni (verticale, orizzontale, assiale) per individuare tutti i modi rilevanti. Ripetere dopo qualsiasi modifica strutturale per verificare che la modifica abbia ottenuto l'effetto desiderato.

2. Test di salita e discesa

Per le macchine in funzione, la prova di marcia o di coast-down è il modo più pratico per identificare le frequenze naturali che sono eccitate dalle forze rotanti. Al variare della velocità della macchina, la forza di squilibrio 1× (e qualsiasi altra forza dipendente dalla velocità) attraversa una gamma di frequenze. Quando una frequenza di forzatura incrocia una frequenza naturale, l'ampiezza della vibrazione mostra un picco distinto, identificando la frequenza naturale come una frequenza naturale. velocità critica.

Il test richiede la misurazione simultanea delle vibrazioni e del segnale del tachimetro (keyphasor) per correlare l'ampiezza e la fase delle vibrazioni alla velocità dell'albero. I dati sono tipicamente visualizzati come un diagramma di Bode (ampiezza e fase rispetto al numero di giri) o un diagramma polare (vettore ampiezza × fase rispetto al numero di giri). Entrambi mostrano chiaramente le velocità critiche come picchi di ampiezza accompagnati da spostamenti di fase di circa 180°.

3. Analisi del diagramma a cascata

Un grafico a cascata (o a cascata) è una rappresentazione 3D di più spettri FFT presi a diverse velocità della macchina durante una corsa o una discesa. Visualizza la frequenza (orizzontale), l'ampiezza (verticale) e la velocità (asse di profondità). In questo formato:

  • Linee dipendenti dalla velocità (ordini) appaiono come linee diagonali: 1×, 2×, 3× ecc., che si spostano verso destra all'aumentare della velocità.
  • Frequenze naturali appaiono come picchi verticali (frequenza fissa indipendentemente dalla velocità) - non si spostano al variare della velocità
  • Risonanze sono visibili dove una linea d'ordine dipendente dalla velocità attraversa una frequenza naturale, producendo un picco di ampiezza localizzato

Si tratta di uno degli strumenti diagnostici più potenti per distinguere le vibrazioni dipendenti dalla velocità (da sbilanciamento, disallineamento, ecc.) dai problemi di risonanza strutturale.

4. Analisi a elementi finiti (FEA)

Durante la fase di progettazione, gli ingegneri utilizzano modelli al computer per prevedere le frequenze naturali di componenti, macchine e strutture di supporto prima della loro costruzione. La FEA discretizza la struttura in migliaia di piccoli elementi, applica le corrette proprietà dei materiali (densità, modulo elastico, rapporto di Poisson), modella le condizioni al contorno (connessioni bullonate, supporti, fondamenta) e risolve il problema degli autovalori per estrarre le frequenze naturali e le forme di modo.

La FEA è preziosa per:

  • Progettare strutture per evitare problemi di risonanza prima della fabbricazione
  • Esecuzione di analisi "what-if": cosa succede se aggiungiamo un irrigidimento? Cambiamo l'ampiezza del cuscinetto? Usiamo un materiale diverso?
  • Previsione del comportamento modale di geometrie complesse difficili da testare sperimentalmente
  • Convalida dei risultati sperimentali attraverso la correlazione delle frequenze naturali misurate e previste

5. Analisi modale operativa (OMA)

Una tecnica relativamente moderna che estrae le frequenze naturali e le forme di modo da una macchina in funzione utilizzando solo i dati di risposta, senza bisogno di eccitazione controllata (martello o shaker). L'OMA utilizza algoritmi avanzati (ad esempio, l'identificazione stocastica del sottospazio) che trattano le forze operative della macchina come eccitazione di "rumore bianco". Questo è particolarmente utile per le apparecchiature di grandi dimensioni o critiche che non possono essere spente per il bump test o in cui le condizioni operative al contorno differiscono significativamente dalle condizioni di arresto.

Esempi pratici di macchinari industriali

Caso 1: Vibrazioni eccessive della pompa verticale

Problema: Una pompa a turbina verticale che funziona a 1780 RPM (29,7 Hz) presenta vibrazioni di 12 mm/s a 1× RPM sulla parte superiore del motore. I tentativi di bilanciamento riducono temporaneamente le vibrazioni, che però ritornano nel giro di poche settimane.

Indagine: Un bump test sul gruppo motore/pompa rivela una frequenza naturale di 28,5 Hz, solo 4% al di sotto della velocità operativa. Il sistema funziona nella banda di risonanza.

Soluzione: Allo sgabello del motore è stato aggiunto un supporto in acciaio che ne aumenta la rigidità. Il bump test successivo alla modifica mostra che la frequenza naturale è passata a 42 Hz (42% al di sopra della velocità operativa). Le vibrazioni scendono a 2,5 mm/s senza alcuna correzione del bilanciamento, confermando che la causa principale era la risonanza e non lo sbilanciamento.

Caso 2: Risonanza del fondo del ventilatore

Problema: Un grande ventilatore a tiraggio indotto su una fondazione con struttura in acciaio funziona a 990 RPM (16,5 Hz). La fondazione mostra una vibrazione di 8 mm/s a 1× RPM, mentre il ventilatore stesso mostra solo 2 mm/s all'alloggiamento del cuscinetto.

Indagine: Il fatto che la fondazione vibri più della sorgente (ventilatore) è un classico indicatore di risonanza. Un bump test rivela che la frequenza naturale laterale della fondazione è di 17,2 Hz, entro 4% dalla velocità operativa.

Soluzione: Due le opzioni prese in considerazione: (1) aggiungere massa alla fondazione (abbassare fn), oppure (2) aggiungere rigidità (aumentare fn). Al telaio di fondazione vengono aggiunte delle controventature trasversali che innalzano fn a 24 Hz. Le vibrazioni della fondazione scendono a 1,8 mm/s.

Caso 3: Risonanza delle tubazioni sulla BPF della pompa

Problema: Le tubazioni collegate a una pompa centrifuga a 5 pale che funziona a 1480 giri/minuto mostrano forti vibrazioni a 123 Hz (= 5 × 24,7 Hz, la frequenza di passaggio delle pale). I morsetti dei tubi si allentano e compaiono cricche da fatica sui supporti saldati.

Indagine: Un bump test sulla campata del tubo interessato rivela una frequenza naturale di 120 Hz, quasi esattamente alla frequenza di passaggio delle pale della pompa (5× RPM = 123 Hz).

Soluzione: Un supporto aggiuntivo per il tubo viene installato a metà campata, aumentando la frequenza naturale della campata a 185 Hz. In alternativa, per alcune installazioni, può essere efficace l'aggiunta di un assorbitore di vibrazioni sintonizzato (assorbitore dinamico) all'antinodo del tubo. Dopo l'aggiunta del supporto, le vibrazioni della tubazione diminuiscono di 85%.

Strategie per evitare i problemi di risonanza

Il momento migliore per affrontare la risonanza è la fase di progettazione, ma è possibile correggerla anche sul campo. Esistono tre strategie fondamentali:

1. Detune - Modifica della frequenza naturale

Allontanare la frequenza naturale dalla frequenza di eccitazione. Richiedere un margine di separazione minimo (in genere 20-30%). Le opzioni includono:

  • Aumentare la rigidità: Aggiungere controventature, irrigidimenti, tasselli, piastre più spesse o riempimento in calcestruzzo. In questo modo si aumentano le fn. La soluzione più comune per le strutture che risuonano al di sotto della velocità operativa.
  • Aggiungere massa: Applicare una massa aggiuntiva (piastre d'acciaio, calcestruzzo). Questo abbassa fn. Si utilizza quando la frequenza naturale è appena superiore alla frequenza di eccitazione ed è più facile spostarla più in basso.
  • Modificare la rigidità dei cuscinetti: Per gli alberi critici, la modifica del gioco, del precarico o del tipo di cuscinetto può spostare la velocità critica. I cuscinetti più rigidi aumentano i valori critici, quelli più morbidi li riducono.
  • Modificare la geometria dell'albero: Per i critici di flessione, l'aumento del diametro dell'albero aumenta la velocità critica (la rigidità aumenta più rapidamente della massa). Anche l'accorciamento dell'ampiezza dei cuscinetti fa aumentare i valori critici.

2. Smorzamento - Riduzione dell'ampiezza alla risonanza

Se non è possibile allontanare la frequenza naturale dall'eccitazione, aggiungere uno smorzamento per limitare l'ampiezza di risonanza. Le opzioni includono:

  • Smorzamento a strati vincolati: Materiale viscoelastico inserito tra piastre strutturali - altamente efficace per le risonanze dei pannelli e degli alloggiamenti
  • Smorzatori viscosi: Smorzatori a film comprimibile o viscosi, comunemente utilizzati nei supporti dei cuscinetti per turbomacchine.
  • Assorbitori di vibrazioni sintonizzati: Un sistema massa-molla sintonizzato sulla frequenza del problema, collegato alla struttura vibrante. L'assorbitore vibra in antifase, annullando il movimento della struttura alla frequenza desiderata.
  • Giunti bullonati: L'aumento del numero di giunzioni bullonate (rispetto a quelle saldate) introduce uno smorzamento dell'attrito attraverso il micro-slittamento delle interfacce dei giunti.

3. Ridurre la forza di eccitazione

Se non è possibile né il detuning né lo smorzamento, ridurre l'entità della forzatura:

  • Miglior bilanciamento: Ridurre l'eccitazione 1× con un bilanciamento più stretto. Grado G - anche se non in risonanza, questo riduce la forza disponibile per eccitare qualsiasi risonanza
  • Allineamento di precisione: Riduzione dell'eccitazione 2× da disallineamento
  • Cambio di velocità: Se la macchina è azionata da VFD, escludere la velocità di risonanza dal campo di funzionamento o programmare il transito rapido attraverso la banda di risonanza.
  • Isolamento: Installare isolatori di vibrazioni per evitare che l'eccitazione raggiunga la struttura risonante.
La regola empirica del 20%

In pratica, si deve puntare a una separazione di almeno 20% tra qualsiasi frequenza naturale e qualsiasi frequenza di eccitazione significativa. Per le applicazioni critiche (generazione di energia, offshore, aerospaziale), è preferibile una separazione di 30% o più. Questo vale non solo per il numero di giri 1×, ma anche per il numero di giri 2× (disallineamento), le frequenze di passaggio delle pale, le frequenze degli ingranaggi e qualsiasi altra eccitazione periodica. Un'analisi completa per evitare le risonanze mette a confronto tutti frequenze di eccitazione contro tutti frequenze naturali del sistema.

La comprensione della frequenza naturale e della sua pericolosa relazione con la risonanza è fondamentale per la pratica dell'analisi delle vibrazioni e dell'ingegneria dell'affidabilità dei macchinari. Ogni analista delle vibrazioni dovrebbe essere competente nell'identificare le frequenze naturali attraverso i test, nell'interpretare la loro relazione con le condizioni operative e nel raccomandare azioni correttive appropriate quando si scopre che la risonanza contribuisce a un problema di vibrazioni.

← Torna all'indice del glossario