TEMA 3 SISTEMAS DE 1 GRADO DE LIBERTAD. Sistemas de 1 Grado de Libertad

Transcripción

1 Sistemas de Grado de Libertad ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

2 ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

3 3. Introducción Se estudian aquí las vibraciones de sistemas con un grado de libertad, al tiempo que se introducen algunos conceptos importantes a los que se hará referencia posteriormente. Los sistemas con un grado de libertad ( gdl) tienen una ecepcional importancia en la Teoría de las Vibraciones porque: Son los sistemas más sencillos, lo que hace pedagógicamente necesario comenzar por su estudio. Muchos problemas prácticos pueden ser suficientemente aproimados por sistemas con gdl (Fig. 6). Muchas de las propiedades de estos sistemas se presentan también en sistemas con más grados de libertad. Mediante la técnica del "análisis modal" los sistemas lineales con n gdl pueden resolverse superponiendo n sistemas con gdl. Figura 6.a Farola modelizada como un sistema de gdl Figura 6.b Suspensión de una motocicleta modelizada como un sistema de gdl ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

4 3. Componentes del sistema discreto básico de gdl Se conoce como sistema discreto básico de un grado de libertad al sistema de parámetros concentrados que puede observarse en la Figura 7. La energía cinética del sistema se almacena en la masa indeformable m, la energía potencial elástica en el resorte sin masa de constante k, y la capacidad de disipación de energía en el amortiguador viscoso que se mueve con velocidad proporcional a la fuerza, con constante de proporcionalidad c. Figura 7 Sistema discreto básico de gdl El sistema queda totalmente definido mediante la coordenada (Figura 7). Para que el sistema sea lineal los parámetros k, m, y c deben ser constantes y no depender de la variable. Las fuerzas presentes sin la acción de una acción eterior son las de la Figura 8. Figura 8 Fuerzas actuantes Si se aplica una fuerza f(t) sobre la masa m, en la dirección positiva de, la ecuación del movimiento del sistema discreto básico, común a todos los sistemas lineales con gdl, puede establecerse aplicando D Alembert, introduciendo la fuerza de inercia, y estableciendo el equilibrio de fuerzas en la dirección : () t + c () t + k f() t m ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

5 3.3 Vibraciones libres en sistemas de gdl Todos los sistemas lineales con gdl conducen a la ecuación diferencial ordinaria de orden m t + c t + k t f t vista en el apartado anterior: () () () () Cuando se trata de un caso de vibraciones libres, en las que no eisten acciones eteriores sobre el sistema, f(t), y sí unas condiciones iniciales distintas de la trivial t,, se buscan soluciones en la forma: (t) Ce st nula, ( ) ( ) t Derivando y sustituyendo en la ecuación diferencial resulta: C(ms + cs + k) e st La epresión (t) Ce st representará una solución para todos aquellos valores de s que satisfagan la ecuación anterior. Estos valores son las raíces de la ecuación característica ms + cs + k : s c m ± ( c ) m k m VIBRACIONES LIBRES NO AMORTIGUADAS Como k/m es una constante positiva, podemos hacer característica resultan para s los valores: ω k m y en la ecuación s ± ω ±ωi En tal caso, la solución general de la ecuación diferencial vendrá dada por la epresión: (t) C e iω t + C e -iω t donde C y C son constantes que pueden ser reales o complejas. Teniendo en cuenta la relación de Euler (e ± i ω t cosωt ± isenωt), la solución general puede ponerse en la forma: (t) A cosωt + B senωt ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

6 Y haciendo AX cosθ, BX senθ: () t X cos( ωt θ) Las constantes A, B, X y θ son siempre reales y serán determinadas con ayuda de las condiciones iniciales. Por ejemplo, para determinar A y B: Luego la solución del problema será: y determinando X y θ a partir de A y B, () A.+ B. A () A. ω. + B. ω. B ω ω () t cosωt + sen t ω () t + ω cos ωt arctg ω La solución de las vibraciones libres no amortiguadas es (Figura 9) una función armónica de frecuencia ω k m, que depende sólo de los parámetros físicos del problema k y m, pero no del tiempo ni de las condiciones iniciales. Figura 9 Vibraciones libres no amortiguadas: Respuesta armónica El sistema siempre vibrará en la misma frecuencia, que por esta razón se denomina FRECUENCIA PROPIA o NATURAL. VIBRACIONES LIBRES CON AMORTIGUAMIENTO VISCOSO c Volviendo a la epresión s ± ( c ) m k, las dos raíces pueden ser reales y m m distintas, reales e iguales, o complejas conjugadas, según el signo del radicando. El caso límite es aquél en el que dicho radicando es cero. Entonces, c m k m ω c mω ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

7 A este valor del amortiguamiento ( c ) se le llama AMORTIGUAMIENTO CRÍTICO. Se denomina AMORTIGUAMIENTO RELATIVO o RELACIÓN DE AMORTIGUAMIENTO ξ de un sistema al cociente entre su amortiguamiento c y el amortiguamiento crítico c : ξ c c c mω Utilizando la definición de ξ, resultará para los valores de s la epresión: s ξω± ξ ω ω ξω ± ω ξ Si ξ< ( c < c ) se dice que se está en un caso de AMORTIGUAMIENTO SUBCRÍTICO (el radicando es negativo y las raíces son complejas conjugadas) y si ξ> ( c > c ) en un caso de amortiguamiento supercrítico (raíces reales y distintas): Para amortiguamiento crítico (ξ), resulta el caso en que s-ω (raiz doble), con lo que la solución del problema tiene la forma: (t) (c + c t)e -ω t solución que no tiene carácter oscilatorio (Fig. ) y no presenta mayor interés para la dinámica de máquinas. Figura Respuestas no oscilatorias Para amortiguamiento supercrítico (ξ >), se podrá hacer ω ω ξ, y la solución general es: ξωt () t e ( A cosh ω t + B senh ω t) que no es de tipo oscilatorio tampoco (Fig. ) y, por lo tanto, tampoco interesa, pues se sabe que la mayor parte de los sistemas mecánicos oscilan al sacarlos de su posición de equilibrio. Para amortiguamiento subcrítico (ξ <), puede escribirse s ξω ± iω ξ y haciendo ω D ω ξ se obtiene para la solución general la epresión: ξωt () t e X cos( ω t θ) D ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

8 Es decir, la solución es (Figura ) una función armónica de frecuencia ω D (frecuencia de vibración amortiguada), y con amplitud que tiende eponencialmente a cero. Las constantes X y θ se calculan considerando las condiciones iniciales: () t + + ξω ω D e Figura Amortiguamiento subcrítico. Respuesta armónica amortiguada ξωt cos ωdt arctg + ξω ω D ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

9 3.4 Vibraciones forzadas en sistemas de gdl La cuestión de fondo que se plantea es cómo caracterizar o definir el comportamiento dinámico de un sistema mecánico. Si no se tiene este problema resuelto, no será posible comprobar los resultados teóricos obtenidos sobre un modelo matemático, con resultados eperimentales obtenidos sobre el modelo real. Lo ideal sería comprobar un modelo con las solicitaciones reales a que va a estar sometido. Sin embargo, en la mayoría de los casos esto no es posible por lo variables y complejas que pueden llegar a ser. Las condiciones que las solicitaciones de prueba o de test deben reunir son las de ser universales (servir para el mayor número y tipo posible de sistemas), fáciles de realizar y de reproducir (en el laboratorio y sobre el papel) y representativas del comportamiento dinámico del sistema en la práctica. Estas características deseables conducen a los casos siguientes: Respuesta a una ecitación armónica: Las fuerzas que varían armónicamente son fáciles de reproducir físicamente y de estudiar teóricamente. Además, estudiando la respuesta del sistema para toda una gama de frecuencias de ecitación, se tiene caracterizado su comportamiento dinámico. Respuesta a una función impulso, a una función escalón y a una función rampa: Son las funciones más simples y relativamente fáciles de reproducir en un laboratorio o taller. También caracterizan el comportamiento dinámico del sistema totalmente. Respuesta a una ecitación aleatoria: Incluyen a todas las anteriores. Las vibraciones forzadas están gobernadas por la ecuación diferencial: () t + c () t + k() t f() t m La solución de esta ecuación diferencial se obtendrá sumando a la solución general de la ecuación homogénea (problema ya resuelto en el apartado de vibraciones libres: (t) X e -ξω t cos(ω Dt-θ)) una solución particular de la ecuación completa (Fig. ). ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

10 EXCITACIÓN SÍSMICA Figura Solución completa En ocasiones, las vibraciones de un sistema mecánico no vienen generadas por la aplicación eterna de unas cargas eteriores que sean función conocida del tiempo, sino por unos movimientos conocidos (al menos hasta cierto punto) del soporte o base sobre la que se encuentra el sistema. Los terremotos y la transmisión de vibraciones de una estructura a otra o a una máquina, son ejemplos significativos de este tipo de solicitaciones. En la Figura 3, se representa el sistema discreto básico de gdl correspondiente a esta situación. ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

11 Sea (t) el desplazamiento absoluto de la masa m, () t el relativo de la masa respecto del soporte móvil y i(t) el desplazamiento absoluto del soporte. Las variables dependientes (t), () t y i(t) están relacionadas mediante la epresión: () t () t () t i + Figura 3 Ecitación sísmica Si se establece el equilibrio de las fuerzas que actúan sobre la masa m: m () t + c[ () t () t ] + k[ () t () t ] f() t i i Restando a ambos miembros m i () t y teniendo en cuenta la ecuación diferencial que gobierna las vibraciones forzadas de sistemas de un grado de libertad: m () t + c () t + k() t f() t m () t Ecuación análoga a la del sistema discreto básico, pero aplicada al movimiento relativo sistema-soporte. El resultado puede verse también como una aplicación del Teorema de la Dinámica que establece que la ª ecuación de Newton puede aplicarse al movimiento relativo, siempre que se introduzcan como fuerzas eteriores las fuerzas de inercia de arrastre (- () t ) y de Coriolis (que no eisten en este caso). m i i EXCITACIONES ARMÓNICAS En muchos casos, los esfuerzos que actúan sobre un sistema mecánico varían armónicamente (senoidal o cosenoidalmente), por ejemplo en el caso de un rotor desequilibrado. Pero además, cualquier función periódica (y aún no periódica) puede epresarse como serie (o integral) de funciones armónicas - ANÁLISIS DE FOURIER -. Supóngase que la fuerza ecitadora que actua sobre el sistema tiene la forma: iωt () t f e f ( cos ωt + i sen t) f ω Una fuerza compleja no tiene sentido físico, pero es un artificio matemático muy útil. Suponiendo un término independiente complejo en la ecuación diferencial, la solución será también compleja. Como dicha ecuación debe cumplirse tanto para la parte real como para la imaginaria, si la fuerza realmente presente varía sinusoidalmente, bastará quedarse con la parte imaginaria de la solución compleja, y con la parte real si la fuerza ecitadora varía cosenoidalmente. ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

12 Siendo ω la frecuencia natural del sistema y ω la frecuencia de la fuerza ecitadora, a la relación entre ambas frecuencias se va a llamar β: β ω ω La respuesta de un sistema de gdl a una ecitación armónica (problema de vibraciones forzadas con ecitación armónica) resulta: ξωt iωt () t Xe cos( ω t θ) + e D f k β ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES ξβi En concreto, la solución se obtendrá tomando el primer sumando de la ecuación y la parte imaginaria o la parte real del segundo, según la fuerza ecitadora varíe sinusoidal o cosenoidalmente. Los dos sumandos tienen una importancia y un significado muy diferente: El primero representa una componente transitoria de la respuesta, que desaparece con el tiempo al tender su amplitud eponencialmente a cero. El segundo sumando representa, sin embargo, la respuesta estacionaria y es mucho más interesante, porque está presente mientras esté presente la ecitación (Figuras y 4). Figura 4 Transitorio y estacionario FUNCIÓN DE TRANSFERENCIA En la solución general obtenida para el caso de vibraciones forzadas con ecitación armónica, aparecen dos sumandos: el primero representa una componente transitoria de la respuesta que desaparece con el tiempo y el segundo la respuesta estacionaria presente mientras esté presente la ecitación. Reteniendo este término eclusivamente: f k iωt () t e β + ξβ i A partir de aquí, se define una función H ( ω) denominada función compleja de respuesta en frecuencia o FUNCIÓN DE TRANSFERENCIA: ( ω) k β + ξβi H

13 Esta Función de Transferencia tiene la propiedad de que si sobre el sistema actúa una fuerza que responde a la epresión: el sistema proporciona una respuesta: f i t () t f e ω () t H i t ( ) f e ω ω FACTOR DE AMPLIFICACIÓN DINÁMICA Analizando la componente estacionaria de las vibraciones forzadas resultantes en un sistema de un grado de libertad sometido a la acción de una ecitación de tipo armónico y epresándola de forma polar: Epresión donde: Φ arctg X f k () t Φi f iωt f e iωt i( ωt Φ) e e Xe k β + ξβi k ξβ ( β ) ( β ) + ( ξβ) ( β ) + ( ξβ) : desfase presente entre la ecitación y la respuesta del sistema. : amplitud de la vibración resultante en el sistema. El primer factor (f /k) de la epresión se llama desplazamiento estático, y es el desplazamiento que tendría el sistema si la carga fuera aplicada estáticamente (con frecuencia nula). Por otro lado, se llama FACTOR DE AMPLIFICACIÓN DINÁMICA D a la relación eistente entre el módulo de la respuesta dinámica (amplitud de la vibración resultante, X) y el desplazamiento estático: D ( β ) + ( ξβ) Observando las epresiones del factor de amplificación dinámica y del módulo de la función de transferencia se deduce que ambos están relacionados a través de una constante (la rigidez k). La Figura 5 representa el factor de amplificación dinámica D en función de β ω ω, para varios valores del amortiguamiento relativo ξ. ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

14 Para un valor del amortiguamiento relativo que puede considerarse normal de ξ., la figura muestra como para frecuencias de ecitación próimas a la frecuencia natural (β ), la amplitud resultante del desplazamiento puede ser hasta 5 veces el que se obtendría aplicando estáticamente una fuerza de la misma amplitud. Sin embargo, para frecuencias de ecitación que ecedan en más de un 5% la frecuencia natural, Figura 5 Factor de Amplificación Dinámica el desplazamiento dinámico es mucho menor que el estático. De ahí la importancia de hacer un diseño dinámico adecuado y escoger los parámetros k y m de modo que las posibles frecuencias de ecitación estén lejos de la frecuencia natural del sistema. Cuando la frecuencia de ecitación coincide con la frecuencia natural (β), se dice que se está en la CONDICIÓN DE RESONANCIA. Figura 6 Desfase de la respuesta Por otro lado, la Figura 6 representa el desfase de la respuesta del sistema (la vibración) respecto a la ecitación y permite apreciar como en la resonancia el desfase es siempre 9º, independientemente del valor del amortiguamiento relativo ξ. Los valores máimos del factor de amplificación dinámica D se obtienen derivando respecto a β e igualando a cero, obteniéndose que el máimo se produce para β ξ -ligeramente inferior a - y su valor es: D má ξ ξ Que para valores pequeños de ξpuede aproimarse por D má /ξ. ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

15 EXCITACIONES IMPULSO, ESCALÓN O RAMPA Estas funciones (Figura 7) están relacionadas entre sí: la función escalón es la derivada de la función rampa y la función impulso es la derivada de la función escalón. Gracias a ello, para analizar la respuesta de un sistema a estos tres tipos de funciones bastará con calcular la respuesta a la función escalón. A partir de ahí, las respuestas a la funciones impulso y rampa se podrán obtener por derivación e integración, respectivamente. Figura 7 Funciones impulso, escalón y rampa La función impulso δ(t-a) es una función que toma valor infinito en el punto ta, y es cero en todos los demás puntos. Matemáticamente, se define como una función tal que: δ ( t a)( f t) dt f( a) Para determinar la respuesta de un sistema ante una entrada escalón, hay que integrar la ecuación diferencial t + c t + k t E t () () () () m siendo E (t) la función escalón. La solución particular de la ecuación completa es k () t E () t p Y la solución general de la ecuación diferencial se obtiene sumando a esta solución particular la solución general de la ecuación homogénea (la correspondiente al problema, ya resuelto, de vibraciones libres): k ξωt () t Xe cos( ω t θ) + E () t t D Las condiciones iniciales - (), () - permitirán determinar las constantes X y θ, de forma que la respuesta a la entrada escalón resulta (Figura 8): ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

16 ξωt () t e cosω t arctg + E () t t k D ξ ξ ξ k Figura 8 Respuesta en vibración de un sistema ante una entrada escalón Derivando la respuesta obtenida para el sistema ante una entrada de tipo escalón, se tendrá (Figura 9) la respuesta h(t) a la función impulso unidad: Figura 9 Respuesta ante una ecitación impulso h ξωt e mω () t senω t E integrando la respuesta a una función rampa. Se puede comprobar (Figura ) que la respuesta a una función rampa tiende, al tender t a infinito, a otra función rampa paralela: ξ t k ω ξ ξ ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES D D ξ t k ω donde ξ ω es el retraso de la respuesta respecto a la ecitación.

17 De las tres funciones -impulso, escalón y rampa- estudiadas la más sencilla de reproducir físicamente es la primera de ellas. También la función escalón se utiliza a veces en análisis eperimental de vibraciones, y por lo general se simula por medio de una fuerza aplicada que se retira (se hace cero) súbitamente. Figura Respuesta a una rampa EXCITACIÓN DE TIPO GENERAL: INTEGRAL DE CONVOLUCIÓN El método más sencillo para calcular la respuesta de un sistema de un grado de libertad ante una ecitación de tipo general, conocido como Método de la Integral de Convolución, está basado en la respuesta a un impulso unitario h(t): h(t) t < ξωt e h() t senωdt t mωd Si el impulso no es de magnitud unitaria, para calcular la respuesta bastará multiplicar la función h(t) por la magnitud del impulso. Una fuerza ecitadora de tipo general puede tener una forma como la de la Figura. El comportamiento dinámico del sistema en un instante t, puede verse como el resultado de un conjunto de impulsos elementales anteriores de magnitud F(τ) τ(fig..a). Cada uno de estos impulsos influye en la respuesta en el instante t en función del tiempo (t-τ) transcurrido entre ambos. Cada impulso en τ influye en t en la forma: F(τ) τ h(t-τ) (Fig..b) Figura Fuerza ecitadora La respuesta total será la suma de las respuestas a todos estos impulsos elementales anteriores t () t h( t τ)( F τ)τ d ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES

18 Figura Integral que recibe el nombre de INTEGRAL DE CONVOLUCIÓN. Como está etendida desde -T no hay que considerar condiciones iniciales. Si la fuerza ecitadora comenzase a actuar en el instante t y las condiciones iniciales no fuesen nulas, habría que superponer el transitorio correspondiente según las epresiones deducidas al tratar el problema de vibraciones libres. ELEMENTOS DE MÁQUINAS Y VIBRACIONES