Definiție: Ce este frecvența naturală?

Răspuns rapid

Frecvență naturală este frecvența la care un sistem mecanic oscilează liber după ce a fost deplasat de la echilibru. Aceasta este determinată de masa și rigiditate: fn = (1/2π) × √(k/m), unde k este rigiditatea (N/m) și m este masa (kg). Atunci când frecvența unei forțe externe coincide cu o frecvență naturală, rezonanță apare — amplitudinea vibrațiilor poate crește cu 10–50× și poate provoca defecțiuni catastrofale. În cazul utilajelor rotative, viteză critică (RPM) = fn × 60. O estimare rapidă pe teren utilizează deformarea statică: fn ≈ 15,76 / √δmm.

A frecvență naturală este frecvența specifică la care un obiect fizic sau un sistem va oscila atunci când este deranjat din poziția sa de echilibru și apoi lăsat să vibreze liber, fără nicio forță motrice externă continuă. Este o proprietate inerentă, fundamentală a obiectului, determinată în întregime de caracteristicile sale fizice - în principal masa (inerție) și rigiditate (elasticitate). Fiecare obiect fizic, de la o coardă de chitară la o deschidere de pod sau la un piedestal de susținere a unei mașini, are una sau mai multe frecvențe naturale.

Frecvențele naturale sunt uneori numite frecvențe proprii (de la cuvântul german "eigen" care înseamnă "propriu" sau "caracteristic"), iar modelele de vibrații corespunzătoare sunt denumite forme de mod sau moduri proprii. O structură complexă precum baza unei mașini poate avea sute de frecvențe naturale, fiecare asociată cu un tipar unic de deformare — îndoire, răsucire, respirație, legănare și așa mai departe.

De ce este importantă frecvența naturală în analiza vibrațiilor

În cazul mașinilor rotative, problemele legate de vibrații sunt adesea cauzate nu de forțe de excitație excesive (cum ar fi dezechilibrul), ci de coincidența nefericită a unei frecvențe de excitație cu o frecvență naturală structurală. O valoare perfect acceptabilă a dezechilibrului poate produce vibrații distructive dacă mașina funcționează la sau în apropierea unei rezonanțe structurale. Identificarea frecvențelor naturale este, prin urmare, unul dintre cei mai importanți pași de diagnosticare atunci când se investighează vibrații ridicate inexplicabile.

Relația dintre masă, rigiditate și frecvență naturală

Relația fundamentală dintre masă, rigiditate și frecvența naturală este unul dintre cele mai importante concepte din ingineria vibrațiilor. Ea este atât intuitivă, cât și precisă din punct de vedere matematic.

Înțelegerea intuitivă

  • Rigiditate (k): Un obiect mai rigid are o mai mare frecvența naturală. Gândiți-vă la o coardă de chitară: strângerea coardei (creșterea tensiunii/rigidității) crește înălțimea (frecvența). O grindă groasă de oțel vibrează la o frecvență mult mai mare decât o bandă subțire de aluminiu de aceeași lungime.
  • Masa (m): Un obiect mai masiv are o inferior frecvența naturală. Gândiți-vă la o riglă care se întinde de pe marginea unui birou: o riglă mai lungă și mai grea oscilează mai lent (frecvență mai mică) decât una mai scurtă și mai ușoară. Adăugarea de greutate la o structură scade întotdeauna frecvența naturală a acesteia.

Formula fundamentală

Pentru un sistem simplu cu un singur grad de libertate (SDOF) - o masă legată de un arc - frecvența naturală neamortizată este:

Frecvență naturală neamortizată
fn = (1 / 2π) × √(k / m)
fn în Hz, k în N/m, m în kg. De asemenea: ωn = √(k/m) în rad/s

Această formulă are implicații practice profunde:

  • La crește fn cu 2×, trebuie să creșteți rigiditatea cu 4× (din cauza rădăcinii pătrate) — sau să reduceți masa cu 4×
  • La scădea fn cu 2×, trebuie să reduceți rigiditatea cu 4× — sau să creșteți masa cu 4×
  • Modificări ale rigidității și masei au randamente descrescătoare: fiecare dublare a lui fn necesită o modificare de 4 ori a parametrului

Formula simplificată a deflecției statice

Una dintre cele mai utile formule practice din ingineria vibrațiilor face legătura directă între frecvența naturală și deformarea statică sub acțiunea gravitației:

Frecvența naturală din deflecția statică
fn = (1 / 2π) × √(g / δ) ≈ 15,76 / √δ
fn în Hz, δ în mm, g = 9810 mm/s². Foarte util pentru estimări rapide!

Acest lucru este extrem de util deoarece deformarea statică este adesea ușor de măsurat sau estimat: este suficient să măsurați cât de mult se deformează o structură sub greutatea mașinii. O mașină care se tasează cu 1 mm pe suporturile sale are o frecvență naturală verticală de aproximativ 15,8 Hz (948 RPM). O mașină care se tasează cu 0,25 mm are fn ≈ 31,5 Hz (1890 RPM).

Estimare rapidă pe teren

Aveți nevoie de o estimare rapidă a frecvenței naturale fără instrumente? Plasați un indicator cu cadran sub carcasa rulmentului mașinii și observați deformarea statică atunci când este aplicată greutatea mașinii (de exemplu, în timpul instalării). Formula fn ≈ 15,76/√δmm oferă o primă aproximare remarcabil de bună a frecvenței naturale verticale fundamentale.

Mai multe grade de libertate

Structurile reale nu sunt sisteme SDOF simple — ele au multe mase conectate prin rigiditate distribuită, rezultând multe frecvențe naturale. Un corp rigid simplu pe suporturi elastice are șase frecvențe naturale corespunzătoare a șase grade de libertate: trei de translație (verticală, laterală, axială) și trei de rotație (ruliu, tangaj, girație). O structură flexibilă are un număr infinit de moduri, deși doar câteva dintre cele mai joase sunt de obicei de interes practic.

Principiul cheie este: numărul de frecvențe naturale este egal cu numărul de grade de libertate din model. O grindă simplă modelată cu 10 mase concentrate are 10 frecvențe naturale; un model cu elemente finite cu 10 000 de noduri are 30 000 (3 GDL per nod) de frecvențe naturale, deși numai câteva zeci pot fi în gama de frecvențe de interes.

Efectul amortizării

Sistemele reale au întotdeauna o anumită amortizare - frecarea, histerezisul materialului, radiația în structura înconjurătoare, rezistența fluidelor etc. Amortizarea are două efecte:

  • Scade ușor frecvența de rezonanță reală: Frecvența naturală amortizată este fd = fn × √(1 - ζ²), unde ζ este raportul de amortizare. Pentru structurile mecanice tipice (ζ = 0,01-0,05), acest efect este neglijabil - mai puțin de 0,1% reducere.
  • Limitează amplitudinea la rezonanță: Fără amortizare, amplitudinea la rezonanță ar fi teoretic infinită. Factorul de amplificare Q (factorul de calitate) la rezonanță este aproximativ Q = 1/(2ζ). Pentru o structură ușor amortizată cu ζ = 0,02, Q = 25 — ceea ce înseamnă că amplitudinea vibrațiilor la rezonanță este de 25× mai mare decât ar fi departe de rezonanță. Acesta este motivul pentru care chiar și cantități mici de dezechilibru pot produce vibrații enorme la viteze critice.

Frecvența naturală și rezonanța: Legătura critică

Conceptul de frecvență naturală este extrem de important în inginerie, în special din cauza legăturii sale directe cu fenomenul de rezonanță.

Ce este rezonanța?

Rezonanța apare atunci când o forță externă periodică este aplicată unui sistem la o frecvență care este egală sau foarte apropiată de una dintre frecvențele sale naturale. Atunci când acest lucru se întâmplă, sistemul absoarbe energia de la forța externă cu eficiență maximă, determinând creșterea spectaculoasă a amplitudinii vibrațiilor. Fiecare ciclu al funcției de forțare adaugă energie sistemului în sincronizare exactă cu oscilația naturală a sistemului, crescând amplitudinea ciclu după ciclu până când fie amortizarea limitează creșterea suplimentară, fie structura cedează.

Factorul de amplificare

Amplificarea vibrațiilor la rezonanță depinde în mod critic de amortizarea sistemului. Factorul de amplificare dinamică (DMF) descrie cât de mare este răspunsul dinamic în comparație cu deformarea statică pe care ar produce-o aceeași forță:

Factor de mărire dinamică
DMF = 1 / √[(1 - r²)² + (2ζr)²]
r = fforțare/fn (raportul de frecvență), ζ = raportul de amortizare. La r = 1: DMF ≈ 1/(2ζ)
Raport de amortizare (ζ) Sistem tipic Factor Q (≈ 1/2ζ) Amplificare la rezonanță
0.005 Structură din oțel sudată, neamortizată 100 100 × deformare statică
0.01 Cadru din oțel, conexiuni cu șuruburi 50 50 × deformare statică
0.02 Structura tipică a utilajului 25 25 × deformare statică
0.05 Fundație din beton, îmbinări cu șuruburi 10 10 × deformare statică
0.10 Montat pe cauciuc, bine amortizat 5 5× deformare statică
0.20 Foarte amortizat (amortizor vâscos) 2.5 2,5 × deformare statică

De ce este periculoasă rezonanța

Rezonanța este deosebit de înșelătoare, deoarece amplitudinea vibrațiilor poate fi de 10–100× mai mare decât cea preconizată doar pe baza mărimii forțării. Un rotor cu o excentricitate de dezechilibru de 50 µm care produce vibrații de 1 mm/s la o viteză nerezonantă ar putea produce 25–50 mm/s la rezonanță — suficient pentru a distruge rulmenții, a obosi șuruburile, a fisura sudurile și a provoca defecțiuni în cascadă ale echipamentelor.

Exemplu istoric - Podul Tacoma Narrows (1940)

Prăbușirea podului Tacoma Narrows rămâne una dintre cele mai dramatice demonstrații ale rezonanței din istoria ingineriei. Forțele vântului la o frecvență apropiată de frecvența naturală de torsiune a podului au făcut ca podul să oscileze cu o amplitudine din ce în ce mai mare până la cedarea structurii. Evenimentul a condus la schimbări fundamentale în ingineria podurilor și este studiat în toate cursurile de dinamică structurală din lume. Inginerii moderni efectuează în mod curent analize modale pentru a se asigura că structurile sunt proiectate departe de frecvențele de excitație previzibile.

Viteze critice ale mașinilor rotative

În mașinile rotative, cea mai importantă manifestare a frecvenței naturale este viteză critică - viteza de rotație la care frecvența de rotație a arborelui (1× RPM) coincide cu frecvența naturală a sistemului rotor-palier-suport. Atunci când o mașină funcționează la o viteză critică, forța de dezechilibru 1× excită frecvența naturală, producând vibrații rezonante severe.

Tipuri de viteze critice

  • Viteze critice ale corpului rigid: Apar atunci când viteza arborelui corespunde unei frecvențe naturale a rotorului pe suporturile sale de rulmenți, arborele rămânând practic drept. Acestea sunt, de obicei, prima și a doua viteză critică (modurile de săltare și de basculare) și apar la viteze mai mici. Vitezele critice ale corpului rigid pot fi modificate prin schimbarea rigidității rulmenților sau a masei structurii de susținere.
  • Viteze critice ale rotorului flexibil (viteze critice de încovoiere): Apar atunci când viteza arborelui corespunde unei frecvențe naturale asociate cu deformarea prin încovoiere a arborelui. Prima viteză critică de încovoiere implică de obicei curbarea arborelui într-o formă de semisinus. Acestea sunt mai periculoase deoarece implică deformări mari la mijlocul arborelui și nu pot fi controlate doar prin schimbarea rulmenților — trebuie modificată geometria arborelui în sine.

Marja de separare

Standardele din industrie (de exemplu, API 610, API 617) impun un minim de marja de separare între viteza de funcționare și vitezele critice:

  • Cerință tipică API: Viteza de funcționare trebuie să fie la cel puțin 15-20% distanță de orice viteză critică laterală (neamortizată)
  • Bune practici generale: O marjă de 20% este considerată minimă; 30% este preferată pentru echipamentele critice
  • Echipamente acționate prin VFD: Acționările cu frecvență variabilă modifică viteza de funcționare, putând trece prin viteze critice. Trebuie verificată întreaga gamă de funcționare, iar vitezele critice din gamă trebuie identificate și excluse sau trebuie programat tranzitul rapid.
Implicații practice pentru echilibrarea pe teren

La echilibrarea pe teren a unei mașini care funcționează aproape (dar cu siguranță peste) o viteză critică, relația de fază dintre dezechilibru și răspunsul la vibrații va fi diferită de cea așteptată pentru o mașină "sub rezonanță". Semnalul de vibrație poate fi cu 90-180° înaintea punctului greu, mai degrabă decât în fază. Bun echipamente de echilibrare gestionează acest lucru automat prin măsurarea răspunsului greutății de încercare, dar analistul trebuie să fie conștient de faptul că funcționarea aproape critică complică analiza vectorială simplă.

Cum sunt identificate frecvențele naturale?

Identificarea frecvențelor naturale ale unei mașini sau structuri este o abilitate fundamentală de diagnosticare. Sunt disponibile mai multe metode, de la simple la sofisticate:

1. Testarea la impact (testul de lovire)

Cea mai comună și practică metodă experimentală pentru identificarea frecvențelor naturale structurale. Procedura implică lovirea mașinii sau a structurii (în timp ce aceasta este nu funcționare) cu un ciocan de impact instrumentat și măsurarea vibrațiilor rezultate cu un accelerometru. Lovitura de ciocan introduce simultan energie într-o gamă largă de frecvențe, iar structura "sună" în mod natural la frecvențele sale naturale, producând vârfuri clare în spectrul FFT rezultat.

Procedură practică

Pregătirea echipamentului

Montați un accelerometru pe structură în punctul de interes (de obicei carcasa rulmentului sau structura de susținere). Conectați la un analizor FFT sau la un colector de date configurat pentru testarea la impact (declanșator în domeniul timpului, interval de frecvență adecvat, de obicei 0-1000 Hz pentru rezonanțele structurale).

Selectați vârful ciocanului

Vârfurile ciocanului de impact cu duritate diferită excită game de frecvențe diferite. Vârfurile din cauciuc moale excită 0-200 Hz; vârfurile din plastic mediu excită 0-500 Hz; vârfurile din oțel dur excită 0-5000 Hz. Alegeți vârful care acoperă gama de frecvențe de interes pentru testul specific.

Lovitură și înregistrare

Loviți bine structura cu o singură lovitură curată. Evitați loviturile duble (sărituri). Analizorul trebuie să capteze forma de undă temporală care arată impactul și scăderea vibrațiilor libere rezultate. FFT-ul acestui răspuns arată frecvențele naturale ca vârfuri.

Media loviturilor multiple

Luați 3-5 medii pentru a îmbunătăți raportul semnal-zgomot și pentru a confirma coerența. Dacă funcția de răspuns în frecvență (FRF) variază semnificativ între lovituri, verificați dacă există lovituri duble, dacă accelerometrul este montat necorespunzător sau dacă se schimbă condițiile limită.

Identificarea frecvențelor naturale

Frecvențele naturale apar ca vârfuri în graficul mărimii FRF. Confirmați folosind graficul de fază (frecvențele naturale prezintă o defazare de 180°) și funcția de coerență (ar trebui să fie aproape de 1,0 la frecvențele naturale). Înregistrați frecvențele și comparați-le cu viteza de funcționare și armonicele.

Sfaturi de pe teren privind testele de lovire (bump test)

Efectuați întotdeauna testul de lovire cu mașina asamblate dar nu funcționează. Frecvențele naturale se pot modifica semnificativ atunci când rotorul este îndepărtat (modificarea masei) sau când mașina funcționează (efecte giroscopice, modificarea rigidității rulmenților în funcție de viteză, efecte termice). Testați în mai multe direcții (verticală, orizontală, axială) pentru a găsi toate modurile relevante. Se repetă după orice modificare structurală pentru a verifica dacă modificarea a avut efectul dorit.

2. Test de accelerare / decelerare (run-up / coast-down)

Pentru mașinile în funcțiune, un test de accelerare sau de coborâre este cel mai practic mod de a identifica frecvențele naturale care sunt excitate de forțele de rotație. Pe măsură ce viteza mașinii se modifică, forța de dezechilibru 1× (și orice alte forțe dependente de viteză) trece printr-o gamă de frecvențe. Atunci când o frecvență de forțare intersectează o frecvență naturală, amplitudinea vibrației prezintă un vârf distinct - identificând frecvența naturală respectivă ca fiind o viteză critică.

Testul necesită măsurarea simultană a vibrațiilor și a semnalului tahometrului (keyphasor) pentru a corela amplitudinea și faza vibrațiilor cu viteza arborelui. Datele sunt de obicei afișate sub forma unui grafic Bode (amplitudine și fază vs. RPM) sau a unui grafic polar (vector amplitudine × fază vs. RPM). Ambele arată clar vitezele critice ca vârfuri de amplitudine însoțite de schimbări de fază de ~180°.

3. Analiza graficului tip cascadă (waterfall/cascade)

Un grafic tip cascadă (waterfall) este o reprezentare 3D a mai multor spectre FFT prelevate la viteze diferite ale mașinii în timpul unui test de accelerare sau decelerare. Acesta afișează frecvența (orizontală), amplitudinea (verticală) și viteza (axa de adâncime). În acest format:

  • Linii în funcție de viteză (ordinele) apar ca linii diagonale: 1×, 2×, 3× etc., deplasându-se spre dreapta pe măsură ce viteza crește
  • Frecvențe naturale apar ca vârfuri verticale (frecvență fixă indiferent de viteză) - nu se deplasează la schimbarea vitezei
  • Rezonanțe sunt vizibile acolo unde o linie de ordin dependentă de viteză intersectează o frecvență naturală, producând un vârf de amplitudine localizat

Acesta este unul dintre cele mai puternice instrumente de diagnosticare pentru a distinge vibrațiile dependente de viteză (de la dezechilibru, dezaliniament etc.) de problemele de rezonanță structurală.

4. Analiza elementelor finite (FEA)

În timpul fazei de proiectare, inginerii utilizează modele computerizate pentru a prezice frecvențele naturale ale componentelor, mașinilor și structurilor de susținere înainte ca acestea să fie construite. FEA discretizează structura în mii de elemente mici, aplică proprietățile corecte ale materialelor (densitate, modul de elasticitate, raportul lui Poisson), modelează condițiile limită (conexiuni cu șuruburi, suporturi, fundație) și rezolvă problema valorilor proprii pentru a extrage frecvențele naturale și formele modurilor.

FEA este inestimabil pentru:

  • Proiectarea structurilor pentru a evita problemele de rezonanță înainte de fabricare
  • Efectuarea analizei "ce se întâmplă dacă": ce se întâmplă dacă adăugăm un întăritor? Schimbăm intervalul de sprijin? Folosim un material diferit?
  • Predicția comportamentului modal al geometriilor complexe care sunt dificil de testat experimental
  • Validarea rezultatelor experimentale prin corelarea frecvențelor naturale măsurate și prezise

5. Analiza modală operațională (OMA)

O tehnică relativ modernă care extrage frecvențele naturale și formele modurilor de la o mașină în funcțiune folosind doar datele de răspuns - nu este necesară o excitație controlată (ciocan sau agitator). OMA utilizează algoritmi avansați (de exemplu, identificarea subspațială stocastică) care tratează forțele de funcționare ale mașinii ca pe o excitație de "zgomot alb". Acest lucru este deosebit de valoros pentru echipamentele mari sau critice care nu pot fi oprite pentru testarea la impact sau în cazul în care condițiile limită operaționale diferă semnificativ de condițiile de oprire.

Exemple practice în domeniul mașinilor industriale

Cazul 1: Vibrații excesive ale pompei verticale

Problemă: O pompă cu turbină verticală care funcționează la 1780 RPM (29,7 Hz) prezintă vibrații de 12 mm/s la 1× RPM pe partea superioară a motorului. Încercările de echilibrare reduc temporar vibrațiile, dar acestea revin în câteva săptămâni.

Investigație: Un test de ciocnire a ansamblului motor/pompă relevă o frecvență naturală de 28,5 Hz - cu numai 4% sub viteza de funcționare. Sistemul funcționează în banda de rezonanță.

Soluție: Un suport de oțel este adăugat la scaunul motorului, crescând rigiditatea. Testul de lovire (bump test) post-modificare arată că frecvența naturală s-a mutat la 42 Hz (42% peste viteza de funcționare). Vibrația scade la 2,5 mm/s fără nicio corecție de echilibrare - confirmând că cauza principală a fost rezonanța, nu dezechilibrul.

Cazul 2: Rezonanța fundației ventilatorului

Problemă: Un ventilator mare cu tiraj indus pe o fundație cu cadru de oțel funcționează la 990 RPM (16,5 Hz). Fundația prezintă o vibrație de 8 mm/s la 1× RPM, în timp ce ventilatorul în sine prezintă doar 2 mm/s la carcasa rulmentului.

Investigație: Faptul că fundația vibrează mai mult decât sursa (ventilatorul) este un indicator clasic de rezonanță. Un test de rezistență arată că frecvența naturală laterală a fundației este de 17,2 Hz - la 4% de viteza de funcționare.

Soluție: Două opțiuni luate în considerare: (1) adăugarea de masă la fundație (scăderea fn), sau (2) adăugarea de rigiditate (creșterea fn). Se adaugă contravântuiri transversale la cadrul fundației, ridicând fn la 24 Hz. Vibrațiile fundației scad la 1,8 mm/s.

Cazul 3: Rezonanța conductei la pompa BPF

Problemă: Conductele conectate la o pompă centrifugă cu 5 palete care funcționează la 1480 RPM prezintă vibrații severe la 123 Hz (= 5 × 24,7 Hz, frecvența de trecere a paletelor). Clemele țevilor se slăbesc și apar fisuri de oboseală la suporturile sudate.

Investigație: Un test de ciocnire pe intervalul de țeavă afectat relevă o frecvență naturală de 120 Hz - aproape exact la frecvența de trecere a paletei pompei (5× RPM = 123 Hz).

Soluție: Un suport de țeavă suplimentar este instalat la mijlocul traveei, crescând frecvența naturală a traveei la 185 Hz. Alternativ, pentru unele instalații, adăugarea unui amortizor de vibrații reglat (amortizor dinamic) la antinodul conductei poate fi eficientă. După adăugarea suportului, vibrațiile conductei scad cu 85%.

Strategii pentru evitarea problemelor de rezonanță

Cel mai bun moment pentru a aborda rezonanța este în timpul proiectării, dar aceasta poate fi corectată și pe teren. Există trei strategii fundamentale:

1. Dezacordare — Schimbarea frecvenței naturale

Îndepărtați frecvența naturală de frecvența de excitație. Solicită o marjă minimă de separare (de obicei 20-30%). Opțiunile includ:

  • Crește rigiditatea: Adăugați contravântuiri, rigidizări, guseuri, plăci mai groase sau umplutură de beton. Acest lucru ridică fn. Cea mai frecventă soluție pentru structurile care rezonează sub viteza de funcționare.
  • Adăugați masa: Atașați o masă suplimentară (plăci de oțel, beton). Acest lucru scade fn. Se utilizează atunci când frecvența naturală este chiar deasupra frecvenței de excitație și este mai ușor să o mutați mai jos.
  • Modificarea rigidității rulmentului: Pentru vitezele critice ale arborelui, schimbarea jocului, a preîncărcării sau a tipului de rulment poate modifica viteza critică. Rulmenții mai rigizi cresc vitezele critice; rulmenții mai moi le scad.
  • Modificarea geometriei arborelui: În cazul vitezelor critice de încovoiere, creșterea diametrului arborelui mărește viteza critică (rigiditatea crește mai repede decât masa). Scurtarea distanței dintre lagăre mărește, de asemenea, vitezele critice.

2. Amortizare — Reducerea amplitudinii la rezonanță

Dacă frecvența naturală nu poate fi îndepărtată de excitație, adăugați amortizare pentru a limita amplitudinea rezonantă. Opțiunile includ:

  • Amortizarea stratului constrâns: Material vâscoelastic intercalat între plăci structurale - foarte eficient pentru rezonanțele panourilor și carcaselor
  • Amortizoare vâscoase: Amortizoare de tip "Squeeze-film" sau amortizoare vâscoase de tip "dashpot", utilizate în mod obișnuit în suporturile rulmenților pentru turbomașini
  • Amortizoare de vibrații reglate: Un sistem masă-mușă reglat la frecvența problemei, atașat la structura vibratoare. Absorbantul vibrează în antifază, anulând mișcarea structurii la frecvența țintă
  • Îmbinări cu șuruburi: Creșterea numărului de îmbinări cu șuruburi (față de cele sudate) introduce amortizarea frecării prin microalunecare la interfețele îmbinărilor

3. Reducerea forței de excitație

Dacă nici dezacordarea, nici amortizarea nu sunt practice, reduceți magnitudinea forțării:

  • Echilibrare mai bună: Reduceți excitația 1× prin echilibrarea la un nivel mai strâns Grad G - chiar dacă nu este la rezonanță, acest lucru reduce forța disponibilă pentru a excita orice rezonanță
  • Aliniere de precizie: Reducerea excitației de 2× din cauza dezalinierii
  • Modificarea vitezei: Dacă mașina este acționată de VFD, excludeți viteza rezonantă din intervalul de funcționare sau programați trecerea rapidă prin banda de rezonanță
  • Izolare: Instalați izolatoare de vibrații pentru a preveni ajungerea excitației la structura rezonantă
Regula empirică a 20%

În practică, se urmărește o separare de cel puțin 20% între orice frecvență naturală și orice frecvență de excitație semnificativă. Pentru aplicațiile critice (generarea de energie, offshore, aerospațial), se preferă 30% sau mai mult. Acest lucru se aplică nu numai la 1× RPM, ci și la 2× (dezaliniere), frecvențele de trecere ale paletelor/directoarelor, frecvențele de angrenaj și orice altă excitație periodică. O analiză completă de evitare a rezonanței compară toate frecvențe de excitație față de toate frecvențele naturale ale sistemului.

Înțelegerea frecvenței naturale - și a relației sale periculoase cu rezonanța - este fundamentală pentru practica analizei vibrațiilor și a ingineriei fiabilității utilajelor. Fiecare analist de vibrații ar trebui să fie competent în identificarea frecvențelor naturale prin testare, interpretarea relației acestora cu condițiile de funcționare și recomandarea unor măsuri corective adecvate atunci când se constată că rezonanța contribuie la o problemă de vibrații.

← Înapoi la indexul glosarului