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4 Resposta livre de sistemas com 1 GDL sem amortecimento Introdução Resposta livre de sistemas translacionais Influência da massa da mola Resposta livre de sistemas rotacionais Sistemas pendulares Método de Rayleigh Questionário Problemas Teoria: Rao 2.2.4; 2.3; 2.5 Problemas: Rao 2.1 a 2.83 4.1 Introdução Resposta livre (ou natural) ocorre quando o movimento se deve apenas à aplicação de condições iniciais, ou seja, à aplicação de um deslocamento inicial e/ou de uma velocidade inicial. Portanto, não há excitação externa após iniciado o movimento. No sistema sem amortecimento não existe (ou é desprezível) a dissipação de energia durante o movimento, o que faz com que a resposta livre seja um movimento oscilatório (ou vibração). Teoricamente, a amplitude da vibração mantem-se constante. A Fig. 4.1 ilustra o modelo padrão de um sistema translacional com 1 GDL, sem amortecimento. A Fig. 4.2 mostra alguns exemplos de sistemas reais que podem ser modelados como tal. Fig. 4.1 Sistema massa-mola (m, k) com 1 GDL. 1. Torre de televisão 2. Comando de válvula de um motor de combustão interna Fig. 4.2 Exemplos de sistemas com 1 GDL sem amortecimento (ou com amortecimento desprezível). 4 Resposta livre sem amortecimento 4-2 4.2 Resposta livre de sistemas translacionais Conforme já vimos, o modelo matemático para o sistema padrão com 1 GDL é dado pela EDOL )t(f)t(kx)t(xc)t(xm ... =++ (4.1) No caso que estamos estudando não existe amortecimento, logo c = 0; além disso, por se tratar de resposta livre, não existe forçamento, portanto f(t) = 0 e o modelo matemático simplifica para 0)t(kx)t(xm .. =+ (4.2) A resposta livre é dada pela solução da EDOL de 2a ordem com coeficientes constantes homogênea acima: (4.3) onde definimos a Freqüência angular natural em [rad/s] como (4.4) e onde as condições iniciais que causam a resposta livre são o: • deslocamento inicial x(0) = x0 e/ou a • velocidade inicial 0 .. x)0(x = Característica da vibração livre: movimento simétrico em torno da posição de equilíbrio estático, apresentando nas posições • x = 0: velocidade máxima e aceleração nula; • x = xmáx : velocidade nula e aceleração máxima que são características do MHS, motivo pelo qual o sistema (m, k) recebe o nome de oscilador harmônico. Através de manipulações algébricas e trigonométricas, a eq. (4.3) pode ser colocada sob outras duas formas: Forma co-senoidal da eq. (4.3): (4.5) (4.6) onde (4.7) Forma senoidal da eq. (4.3): (4.8) onde (4.6) (4.9) tsen x tcosx)t(x n n o . n0 ωω ω += m k n =ω )tcos(X)t(x 0n0 φω −= inicial fase de ânguloarctg amplitude 0 0 . 0 2 0 . 2 00 = = = += x x x xX n n ω φ ω inicial fase de ânguloarctg amplitude 0 . 0 0 2 0 . 2 00 = = = += x x x xX n n ω φ ω )()( 00 φω += tsenXtx n 4 Resposta livre sem amortecimento 4-3 A Fig. 4.3 ilustra as duas formas para os mesmos dados. Notemos que a diferença reside no ângulo de fase inicial, sendo a amplitude a mesma para as duas formas. Plot Time (sec) 0 .1 .2 .3 .4 .5 .6 .7 .8 .9 1 x( t) ( m ) -.150 -.125 -.100 -.075 -.050 -.025 0 .025 .050 .075 .100 .125 .150 forma senoidal forma cossenoidal Fig. 4.3 Formas senoidal e co-senoidal da eq. (4.3). Observações 1. (4.10) (4.11) 2. Freqüência Natural em Hz: (4.12) 3. Período Natural em s: (4.13) 4. Deslocamento: (4.14) 5. Velocidade: (4.15) 6. Aceleração: (4.16) Portanto, em relação ao deslocamento, a velocidade e a aceleração estão avançadas de π/2 e π rad, respectivamente, conforme ilustra a Fig. 4.4. m k n =ω stkmg δ= st n g δ ω = st n n g 2 1 m k 2 1 2 f δπππ ω === g 2 k m 2 2 f 1 st nn n δ ππ ω πτ ==== )tcos(X)tcos(X dt )t(xd )t(x 0n 2 n00n 2 n0 . .. πφωωφωω +−=−−== ) 2 tcos(X)t(senX dt )t(dx )t(x 0nn00nn0 . πφωωφωω +−=−−== )tcos(X)t(x 0n0 φω −= 4 Resposta livre sem amortecimento 4-4 Fig. 4.4 Deslocamento, velocidade e aceleração em função do tempo. Ex. 4.1 (Rao Ex. 2.1) - Reservatório de água. Fig. 4.5 Reservatório de água. Dados do reservatório: Altura: 91,44 m Peso do reservatório c/água: 272160 N Coluna: concreto (E = 2,758x109 Pa), seção reta tubular (dext = 3,048 m, dint = 2,4384 m) Desprezando a massa da coluna de concreto, pede-se: 1. Freqüência natural da vibração transversal (horizontal), em Hz; 2. Período natural, em s; 3. Resposta livre, para um deslocamento inicial de 2,54 cm e velocidade inicial nula; 4. Máximos valores da velocidade e da aceleração. Solução 1. N/m 65,27069 4491 64 438420483 1075823 3 3 44 9 3 = − == , ),,π( )(x,)(( l EI k 4 Resposta livre sem amortecimento 4-5 Hz 157,0 2 988,0 2 rad/s 988,0 81,9/272160 65,27069 === === ππ ω ω n n n f m k 2. s 36,6 157,0 11 === n n f τ 3. 4. Ex. 4.2 (Rao Ex. 2.5) – Identificação de material. Este exemplo mostra uma maneira de identificar o material de uma barra a partir da obtenção experimental do módulo de Young. Uma barra de material desconhecido tem seção reta quadrada 5 mm x 5 mm e comprimento 1 m. A barra é posta na situação de bi-engastamento, sendo fixada na sua posição central uma massa de 2,3 kg. O sistema é posto a vibrar e a sua freqüência natural transversal é obtida experimentalmente como sendo 30 rad/s. Determinar o módulo de Young e identificar o material da barra. Solução Barra bi-engastada: 3 192 l EI k = 12 3bh I = Logo: Pa 1007,2 )005,0)(005,0)(16( )1)(30)(3,2( 16 16 12 192 11 3 32 3 32 3 3 3 3 2 x bh lm E l Ebh l Ebh m nn ===⇒== ω ω Trata-se, provavelmente, de aço ao carbono. )()( 00 φω += tsenXtx n rad 20 arctg arctg m 0,0254 988,0 0 0254,0 0 0 . 0 0 2 2 2 0 . 2 00 πωωφ ω = = = = += += x x x x xX nn n m )988,0cos(0254,0) 2 988,0(254,0)()( 00 ttsentsenXtx n =+=+= πφω m/s 0251,0)988,0)(254,0() 2 cos()( :(4.15) eq. Da 0max . 00 . ===⇒+−= nnn XxtXtx ω πφωω 222 0max .. 0 2 0 .. m/s 248,0)988,0)(0254,0()cos()( :(4.16) eq. Da ====⇒−−= nnn XxtXtx ωφωω 2 nn mk m k ωω =⇒= 4 Resposta livre sem amortecimento 4-6 Ex. 4.3 Sistema de polias. Determinar a freqüência natural do sistema de polias mostrado na Fig. 4.6. Assumir que não haja atrito entre cabo e polias e que as massas das polias e do cabo são desprezíveis em comparação com a massa m. Fig. 4.6 Sistema de polias. Solução Idealizando o sistema como tendo um grau de liberdade, a freqüência natural pode ser obtida usando o conceito de rigidez equivalente. Como não há atrito entre polias e cabo e as polias não possuem massa, a tensão na corda é constante e igual ao peso P da massa m. Então, a força que atua na polia 1, puxando-a para cima é 2P e a força que atua na polia 2, puxando-a para baixo também é 2P. O centro da polia 1 se desloca 2P/k1 para cima, e o centro da polia 2 se desloca 2P/k2 para baixo. O deslocamento total da massa m é += 21 22 2 k P k P x Rigidez equivalente do sistema: ( )21 21 2121 444 1 22 2 kk kk kkk P k P P x P keq + = + = + == ( ) ()mkk kk m kk kk m keq n 21 2121 21 4 4 + = + ==ω 4.3 Influência da massa da mola Na abordagem de sistemas com parâmetros concentrados supomos que a mola não tem massa. Entretanto, existem muitas situações em que tal consideração pode conduzir a erros inadmissíveis. Para que seja levada em conta a massa da mola, calculamos a energia cinética que a mola possui e verificamos qual a fração de sua massa deve ser acrescentada à massa principal do sistema. Vamos ilustrar o método através de dois exemplos. Conforme será visto, cada caso deve ser tratado separadamente. 4 Resposta livre sem amortecimento 4-7 Ex. 4.4 (Rao Ex. 2.8) - Influência da massa de mola translacional. Achar a massa equivalente à massa da mola que deve ser adicionada à massa principal m do sistema da Fig. 4.7. Fig. 4.7 Influência da massa da mola translacional. Solução Seja . x a velocidade da massa concentrada m. A velocidade de um elemento da mola dms, localizado a uma distância y de sua extremidade fixa, varia com y. Supondo que esta variação é linear, a mesma pode ser expressa na forma .. x L y y = Se a massa de um elemento de comprimento dy é dms = sm L dy a energia cinética desse elemento de mola é dada por 2. 0 2 3 2. 2.2. 32 11 2 1 2 1 2 1 x m dyy L xmT x L y m L dy ydmdT s L s ss == == ∫ Portanto, a mola contribui com 1/3 de sua massa para a formação da massa efetiva do sistema. Logo, a freqüência natural do sistema passa a ser s n mm k 3 1 + =ω Ex. 4.5 (Rao Ex. 2.9) - Influência da massa de mola tipo viga engastada e livre. Achar a massa equivalente à massa da viga que deve ser adicionada à massa principal do sistema da Fig. 4.8. Fig. 4.8 Massa equivalente de uma viga engastada e livre Solução 4 Resposta livre sem amortecimento 4-8 Rao, pág. 1034: No caso, a = l: Em termos de ymax = deformação na extremidade livre, x = l: Substituindo na expressão de y(x): Derivando, encontramos a velocidade: Energia cinética de um elemento de massa dm, distante x da extremidade engastada: Considerando e a expressão para a velocidade, podemos escrever: Integrando: Conclusão: a viga engastada e livre contribui com 33/140 de sua massa na freqüência natural do sistema. Outras situações envolvendo vigas devem ser tratadas de maneira semelhante à apresentada no exemplo acima. 4.4 Resposta livre de sistemas rotacionais Neste caso, o movimento do corpo rígido compreende uma rotação em torno de um eixo, sendo a coordenada generalizada um ângulo de rotação θ(t). O movimento é provocado por um deslocamento angular inicial e/ou uma velocidade angular inicial, sendo o momento restaurador fornecido pela energia potencial elástica armazenada em uma mola de torção. O modelo rotacional com 1 GDL, sem amortecimento, é mostrado na Fig. 4.9: EI3 Pl )ll3( EI6 Pl )l(yy 32 max =−== 3 max l2 y EI6 P = )xl3( EI6 Px )x(y 2 −= )xlx3( l2 y )x(y 32 3 max −= )xlx3( l2 y )x(y 32 3 max . . −= 2. ydm 2 1 dT = l m dx dm = dx)xlx3( l2 y l m 2 1 dT 232 2 3 max . − = ∫ − = l 0 232 2 3 max . dx)xlx3( l2 y l m 2 1 T 2 max . ym 140 33 2 1 T = 4 Resposta livre sem amortecimento 4-9 Fig. 4.9 Sistema rotacional com 1 GDL, sem amortecimento. Momento de inércia polar da seção reta da mola torcional: (4.17) Rigidez da mola torcional: (4.18) Modelo matemático: (4.19) Comparando com o modelo matemático do sistema translacional, dado por (4.20) verificamos que, matematicamente, constituem a mesma EDOL. Logo, podemos aproveitar todos os desenvolvimentos já feitos para o sistema translacional e adaptá-los para o sistema rotacional, simplesmente fazendo as adaptações seguintes: Sistema translacional Sistema rotacional Massa m Momento de inércia de massa J0 Rigidez k Rigidez kt Deslocamento translacional x(t) Deslocamento angular θ(t) Velocidade translacional )t(x . Velocidade rotacional )t( . θ Aceleração translacional )t(x .. Aceleração rotacional )t( .. θ Portanto, a resposta livre do sistema rotacional, após as adaptações acima, será: Na forma co-senoidal: (4.21) onde (4.22) (4.23) 32 d I 4 0 π = l GIM k 0tt == θ 0kJ t .. 0 =+ θθ 0kxxm .. =+ tsentcos)t( n n o . n0 ωω θωθθ += )tcos()t( 0n0 φωΘθ −= inicial fase de ânguloarctg amplitude 0 0 . 0 2 0 . 2 00 = = = += θω θφ ω θθ n n Θ 4 Resposta livre sem amortecimento 4-10 Na forma senoidal: (4.24 ) onde (4.25) Nas expressões acima, as freqüências naturais e o período natural também são obtidos por adaptação: (4.26) (4.27) (4.28) Ex. 4.6 (Steidel 2.30) – Momento de inércia de um conjunto roda-pneu. A Fig. 4.10 mostra um dispositivo projetado para determinar o momento de inércia de um conjunto roda-pneu, que consiste de um cabo de aço (G = 82x109 Pa) de diâmetro 2 mm, comprimento 2 m e de uma plataforma à qual é fixado o conjunto roda-pneu. O cabo de aço é suspenso por sua extremidade superior e posto a oscilar em torno do eixo vertical do cabo. Sem o conjunto pneu-roda, o período da oscilação é de 4 s. Com o conjunto montado, o período da oscilação é de 25 s. Determinar o momento de inércia do conjunto roda-pneu. Fig. 4.10 Determinação de momento de inércia de um conjunto roda-pneu. Solução ( ) N.m/rad 0644,0 2 32 002,0 1082 4 9 0 === π xx l GI k t Plataforma: Plataforma + conjunto pneu-roda: Pneu-roda: J0 (conjunto pneu-roda) = 1,02 – 0,0261 = 0,9935 kg.m 2 Ex. 4.7 - Uma serra para cortar tubulações em um processo de produção contínua consiste de um disco grande de raio r e massa M, podendo girar em torno do centro O ligado a uma barra leve, de comprimento l, em cuja extremidade é montado )t(sen)t( 0n0 φωΘθ += inicial fase de ânguloarctg lcossenoida forma da mesma amplitude 0 . 0 0 0 = = == θ θω φ n Θ 0 t n J k =ω 0 tn n J k 2 1 2 f ππ ω == t 0 nn n k J 2 2 f 1 π ω πτ === 2 0 0 2 2 =⇒= π τ πτ nt t n kJ k J 2 2 0 kg.m0261,02 4 0644,0)plataforma( = = π J 2 2 0 kg.m 02,12 25 0644,0)roda epneu conjuntoplataforma( = =+ π J 4 Resposta livre sem amortecimento 4-11 um motor de massa m contendo um disco de corte (Fig. 4.11). O sistema pode oscilar no plano em torno do ponto O. Determinar: Fig. 4.11 Sistema de serra para produção contínua. 1. período da oscilação natural do sistema para pequenos ângulos; 2. velocidade linear máxima do motor se o braço é deslocado inicialmente de um ângulo θ0 e depois liberado. Solução ( ) ( ) ( ) 0 2 1 )( 0)( 2 1 :oscilações pequenas Supondo 2 1 )( :matemática Modelagem 22 .. .. 22 .. 22 .. = ++ + + =++ ++ ++=+− = θθ θθ θθ θ rlmMr rlmg rlmgrlmMr rlmMrsenrlmg JM OO ( ) ( ) )( 2 1 2 2 2 1 )( 22 22 rlmg rlmMr rlmMr rlmg n n n + ++ == ++ + = π ω πτ ω 4 Resposta livre sem amortecimento 4-12 4.5 Sistemas pendulares Pêndulos são sistemas oscilatórios nos quais a força restauradora que mantem o movimento é devida à gravidade e não à ação de uma mola deformada. A resposta de um sistema pendular a condições iniciais constitui uma vibração livre sem amortecimento, com um GDL. Os três tipos mais comuns de pêndulos são o simples, o composto (ou físico) e o filar. Os dois últimostipos têm uma aplicação prática importantíssima em Engenharia, pois através deles podemos determinar momentos de inércia de peças de geometria complicada, o que seria praticamente impossível de se obter com os métodos analíticos tradicionais da Mecânica. A seguir, apresentaremos os pêndulos citados acima. 4.5.1 Pêndulo simples O pêndulo simples consta de uma massa pontual m suspensa verticalmente por um fio inextensível de comprimento L, conforme Fig. 4.12. Uma aplicação bastante familiar do pêndulo simples é o antigo relógio de parede. Vamos adotar como coordenada generalizada o ângulo que o fio faz com a vertical, θ(t). Fig. 4.12 Pêndulo simples. Quando é dada à massa m uma condição inicial (deslocamento inicial θ(0) e/ou uma velocidade inicial )0( . θ ), o sistema entra em oscilação em torno da posição θ = 0. A figura à direita mostra o diagrama de corpo livre para uma posição genérica θ(t). Aplicando a 2a Lei de Newton para o movimento de rotação em torno do ponto O, obtemos: 0 .. .. 2 .. =+ =− = θθ θθ θ sen L g mLmgsen JM OO Para pequenas oscilações (θ < 1 rad), podemos fazer sen θ ≈ θ, logo 0 L g.. =+ θθ (4.29) que constitui o modelo matemático do pêndulo simples. A freqüência angular natural do sistema é dada por L g n =ω (4.30) a freqüência natural é L g 2 1 f n π = (4.31) e o período natural é g L 2n πτ = (4.32) 4 Resposta livre sem amortecimento 4-13 4.5.2 Pêndulo composto Também conhecido como pêndulo físico. Neste caso, a massa m está distribuída ao longo do corpo. A Fig. 4.13 ilustra um pêndulo composto de massa m, que oscila em torno de um centro de rotação O. O centro de gravidade C dista r do centro de rotação O. Supomos que o corpo seja simétrico em relação ao plano de oscilação, de modo que o movimento oscilatório do centro de gravidade do corpo se processe dentro desse plano. Também serão supostas pequenas oscilações θ. Fig. 4.13 Pêndulo composto O momento restaurador será dado pela componente transversal mgrθ. Aplicando a 2a Lei de Newton: .. 0 θJM O = .. 0Jmgrsen θθ =− Para pequenas oscilações θ: .. 0Jmgr θθ =− logo 0 J mgr o .. =+ θθ (4.33) que é o modelo matemático do pêndulo composto. A freqüência angular natural do pêndulo composto é dada por J mgr o n =ω (4.34) ou por J mgr 2 1 f o n π = (4.35) e o período natural é dado por mgr J 2 o n πτ = (4.36) Aplicação importante: determinação do momento de inércia de massa de um corpo de geometria complicada, em relação ao seu centro de gravidade. Por exemplo, a determinação do momento de inércia de uma biela, em relação ao seu centro de gravidade C, conforme ilustra a Fig. 4.14, é de primordial importância para o estudo dinâmico do mecanismo biela- manivela de um motor de combustão interna. 4 Resposta livre sem amortecimento 4-14 Fig. 4.14 Biela de motor de combustão interna. A partir da equação da freqüência natural do pêndulo composto, dada pela eq. (4.35), podemos obter f4 mgr J 2 n 2 o π = Aplicando o Teorema de Steiner: JC = Jo - mr 2, logo: 2 224 mr f mgr J n C −= π Na prática, m, r e fn são obtidos experimentalmente. A massa m é simplesmente medida em uma balança. A distância r é facilmente obtida após a localização do centro de gravidade C, conforme ensinamentos de Física Experimental elementar. Finalmente, a freqüência natural fn pode ser obtida pondo-se o corpo para oscilar e medindo-se o tempo que o mesmo leva para executar um certo número de oscilações. Com estes dados, entramos na equação acima e obtemos o momento de inércia JC. 4.5.3 Pêndulo filar No pêndulo filar (que pode ser bifilar, trifilar, etc., conforme a quantidade de fios utilizados) o corpo rígido oscila conforme ilustra a Fig. 4.15. Fig. 4.15 Pêndulo bifilar. Quando a hélice, que compõe o pêndulo bifilar da figura acima, gira em torno do eixo z que passa pelo seu centro de massa C, ela move-se para cima e para baixo. O momento restaurador é dado pela componente horizontal da força de tração de cada fio, Fsenφ. Sendo D o diâmetro da hélice, ou seja, a distância entre os dois fios, o momento restaurador vale 2Fsenφ D/2. Chamando JC o momento de inércia da hélice, podemos aplicar a 2 a Lei de Newton e obter: θφ θ .. .. 2 2 J D Fsen JM C CC =− = Da geometria da figura: θφ sen 2 D hsen = 4 Resposta livre sem amortecimento 4-15 logo: θθ .. . 2 JDsen h FD C=− Considerando senθ ≅ θ (pequenas oscilações) e mg ≅ 2F (o que é exato para o sistema em repouso, porém aproximado durante o movimento), após simplificações, chegamos à equação diferencial do movimento: 0 4 2.. =+ θθ hJ Dmg C (4.37) Da equação acima podemos obter, respectivamente, a freqüência angular natural, a freqüência natural e o período natural do pêndulo bifilar: (4.38) (4.39) (4.40) Aplicação importante: aqui também se aplica a determinação de momentos de inércia de peças de geometria complicada mas que tenham simetria axial, como a hélice que serviu de modelo. A partir da equação da fn,, obtemos: hf Dmg J n C 22 2 16π = (4.41) que nos permite calcular o momento de inércia do pêndulo bifilar em relação ao seu eixo de rotação. Os parâmetros m, D e h podem ser medidos, ao passo que fn pode ser determinada experimentalmente, pondo-se o pêndulo a oscilar, analogamente ao pêndulo composto. Não é difícil concluir que, para n fios, chegaríamos às mesmas expressões obtidas. O momento restaurador seria nFsenφ D/2 e o peso seria mg ≅ nF, o que acarretaria a mesma simplificação do caso bifilar. 4.6 Método de Rayleigh para a determinação de Freqüências Naturais Em vários problemas tratados anteriormente, foi solicitada a determinação da freqüência natural. Naquelas oportunidades, partimos para as determinações da rigidez equivalente e da massa equivalente do sistema, seguidas da aplicação da definição de freqüência natural. Essa é uma primeira maneira de calcular a freqüência natural do sistema. Uma segunda maneira consiste em determinar primeiramente o modelo matemático do sistema, o qual terá sempre a forma )t(f)t(kx)t(xc)t(xm ... =++ Atentando para a definição de freqüência natural, dada pela equação m k n =ω , podemos ver facilmente que a freqüência natural é dada pela raiz quadrada da rigidez dividida pela massa, sendo que esses dois parâmetros do sistema aparecem no modelo matemático, respectivamente, como coeficientes do deslocamento e da aceleração. Portanto, uma outra maneira de determinar a freqüência natural consiste, primeiramente, em deduzir o modelo matemático do sistema, identificar k e m e calcular ωn a partir da sua definição. Dmg hJ hJ Dmg f h Dmg C n C n J C n 2 2 2 4 2 42 1 4 πτ π ω = = = 4 Resposta livre sem amortecimento 4-16 Um terceiro modo de determinar a freqüência natural é a partir do Método de Rayleigh, o qual apresenta a vantagem de dispensar a dedução do modelo matemático. O método baseia-se no Princípio da Conservação da Energia, válido para todos os instantes de tempo: T + U = constante (4.42) Tendo em vista que a eq. (4.42) é válida para todos os instantes, podemos, por conveniência, reescrevê-la para as situações seguintes: 1. instante em que a massa passa pela posição de equilíbrio estático, ou seja, x = 0: Tmax + 0 = constante 2. instante em que a massa passa por uma posição extrema, ou seja, x = xmax: 0 + Umax = constante Comparandoessas duas últimas equações, podemos concluir que Tmax = Umax (4.43) A eq. (4.43) constitui o Método de Rayleigh, o qual permite obter diretamente a freqüência natural do sistema, conforme veremos a seguir através de exemplos. O método de Rayleigh é especialmente útil nos casos em que a dedução do modelo matemático é complicada. Ex. 4.8 (Palm III Ex. 3.3-3) - Suspensão automotiva. A Fig. 4.16 mostra a suspensão independente de uma das rodas dianteiras de um automóvel, na qual L1 = 0,4 m e L2 = 0,6 m. A mola helicoidal tem rigidez 36000 N/m e o peso distribuído à roda vale 3500 N. Determinar a freqüência da suspensão para o movimento vertical, em Hz. Fig. 4.16 Suspensão automotiva. Solução ( ) ( ) 222molamax 222 2.2.2 2 .2 roda . max 1 2 mola roda 28804,036000 2 1 2 1 22,6422,6422,646,0 81,9 3500 2 1 2 1 2 1 x Então inferior. braço do rotação de ângulo o Seja θθ θωθωθθθ θ === === = == = kxU LmxmT L Lx nn 4 Resposta livre sem amortecimento 4-17 Hz 066,1 2 logo rad/s, 6967,6 288022,64 222maxmax === =⇒= π ω ω θθω n nn n f UT Ex. 4.9 (Rao Ex. 2.6) - Manômetro em U para motor Diesel. O escapamento de um motor Diesel estacionário, de 1 cilindro e 4 tempos, deve ser conectado a uma surdina cuja pressão interna deve ser medida com um manômetro de Hg, conforme ilustra a Fig. 4.17. Calcular o comprimento mínimo do tubo do manômetro de tal modo que a freqüência natural da coluna de Hg seja 3,5 vezes menor que a freqüência com que varia a pressão no interior da surdina quando o motor gira a 600 rpm. Fig. 4.17 Manômetro de mercúrio. Solução Freqüência da flutuação da pressão (motor de 1 cilindro e 4 tempos): 2 max max max max maxmax 22 Ax x Ax x AxU γγγ = −−= 2 max .2 max .2 max . max 2 1 2 1 2 1 x g Al x g W xmT l γ=== l g x g xl Ax g xAl UT n n 2 2 1 2 1 2 2 max 2 max 2 2 max 2 max . maxmax = = =⇒= ω ω γγ l g n 2 =ω rpm 300 2 600 x 1 2 rpm x cilindros . === nr pressãoω rad/s 10rad/s 60 2 300 ππω == xpressão 4 Resposta livre sem amortecimento 4-18 Questionário 01. O que é vibração livre (ou natural)? 02. O que causa a vibração livre? 03. Existe excitação externa permanente durante a vibração? 04. No movimento sem amortecimento existe dissipação de energia durante o movimento? 05 Teoricamente, o que acontece com a amplitude da vibração no caso de vibração livre sem amortecimento? 06. Escreva a EDOL do sistema translacional com 1 GDL em vibração livre sem amortecimento. Identifique os parâmetros do sistema. 07. O que caracteriza a vibração livre sem amortecimento no que diz respeito ao movimento em torno da posição de equilíbrio estático? 08. Que valores atingem a velocidade e a aceleração na posição de equilíbrio estático e nas posições extremas? 09. Por que o sistema (m, k) recebe o nome de oscilador harmônico? 10. Definir freqüência natural de um sistema mecânico. 2)976,8( 2 5,3 102 5,3 g l l gpressão n >⇒<⇒< πωω m 243,0 57,80 81,92 >⇒> l x l 4 Resposta livre sem amortecimento 4-19 11 Definir período natural de um sistema mecânico. 12. Definir amplitude da vibração livre. 13. Definir ângulo de fase inicial. 14. No domínio do tempo, qual a relação entre deslocamento, velocidade e aceleração? 15. Como se faz para obter a freqüência natural de um sistema com 1 GDL a partir do seu modelo matemático? 16. Como se faz para levar em consideração a massa da mola nos casos em que ela não pode ser desprezada? 17. Escreva a EDOL do sistema rotacional com 1 GDL em vibração livre sem amortecimento. Identifique os parâmetros do sistema. 18. Estabeleça a relação entre as propriedades dos sistemas translacional e rotacional preenchendo a tabela abaixo: Sistema translacional Sistema rotacional Massa m Rigidez k Deslocamento translacional x(t) Velocidade translacional )t(x . Aceleração translacional )t(x .. 19. O que são pêndulos? 20. Nos sistemas pendulares, quem desempenha o papel de mola (armazenamento de energia)? 21. Quais os três tipos mais comuns de pêndulos? Cite uma aplicação em engenharia para cada um deles. 4 Resposta livre sem amortecimento 4-20 22. Por que nos pêndulos filares as expressões da freqüência natural independem da quantidade de fios? 23. Qual a vantagem que o método de Rayleigh apresenta na determinação da freqüência natural de um sistema? 24. Em que se baseia o método de Rayleigh? Problemas 4.1 – (Rao 2.1) – Uma prensa industrial está montada sobre almofadas de borracha, a fim de evitar a transmissão de vibrações para a vizinhança. Quando da montagem, verificou-se que os isoladores deformaram 5 mm devido ao peso da prensa. Achar a freqüência natural do sistema. Resp.: fn = 7,05 Hz 4.2 – (Rao 2.5) – Uma torre de resfriamento de uma unidade de condicionamento de ar pesa 8900 N e deve ser montada sobre 4 molas de ar. Calcular a rigidez que deve ter cada mola de tal modo que a freqüência natural da unidade seja 7,5 rad/s. Resp.: k = 12750 N/m 4.3 - O cilindro de um servo-mecanismo da figura possui um pistão com m = 0,3 kg associado a uma mola helicoidal de d = 1 mm, D = 10 mm, 10 espiras ativas e G = 1,05 x 1011 Pa. Determinar a freqüência natural da vibração do pistão se não há óleo no cilindro. Resp.: fn =10,53 Hz 4.4 - (Rao Ex. 2.4) - Escada Magirus. Dada a escada Magirus da figura, cujos dados são • Peso da caçamba c/ bombeiro = 2000 N • Material da escada: aço, E = 2,1 x 1011 N/m2 • Comprimentos: l1 = l2 = l3 = 3 m • Áreas: A1 = 20 cm2, A2 = 10 cm2, A3 = 5 cm2 calcular a freqüência natural do sistema na direção vertical. Resp.: ωn = 221,47 rad/s 4 Resposta livre sem amortecimento 4-21 4.5 - Um disco circular de raio R tem um furo de raio r a uma distância r’ do seu centro. O disco está livre para girar no plano vertical em torno de um eixo perpendicular ao plano do disco e passando pelo seu centro. Determinar a freqüência natural de oscilação do disco. Considerar que as massas são proporcionais aos quadrados dos raios. 4.6 - O esticador mostrado na figura é usado para manter a correia pré-tensionada. A correia possui seção A = 500 mm2, comprimento total 2 m, E = 3 x 106 N/m2, l = 0,8 m. O mecanismo atuador possui l1 = 0,20 m, l2 = 0,20 m, m = 3 kg, M = 5 kg, k = 1000 N/m. Determinar a freqüência natural da vibração do braço do atuador em torno do seu pivô. Resp.: fn = 1,02734 Hz 4.7 – (Rao 2.10) – Um vagão carregado de minério de ferro, pesando 22241 N, está sendo içado por um sistema polia e cabos de aço (diâmetro 1,27 mm, E = 2,07 x 1011 Pa), conforme figura. Calcular a freqüência natural do sistema para a posição mostrada. Resp.: ωn = 5,27 rad/s Resp.: − − = 5,0 ' 5,0 ' 24 2 r r r R r gr nω 4 Resposta livre sem amortecimento 4-22 4.8 – (Rao 2.14) – A figura mostra um sistema composto por uma mola e três polias consideradas sem atrito e com massas desprezíveis. Achar a freqüência natural da vibração do peso W para pequenas oscilações. Resp.: m k n 8=ω 4.9 – (Rao 2.18) – Uma máquina pesando 9810 N está sendo descida verticalmente por um guincho a uma velocidade uniforme de 2 m/s através de um cabo de aço (E = 2,07 x 1011 Pa, diâmetro 0,01 m). O guincho é subitamente freado quando o comprimento do cabo é de 20 m. Achar o período e a amplitude da vibração subseqüente. Resp.: τn = 0,22 s; A = 70,148 mm. 4.10 – (Rao 2.26) – Uma massa m é fixada a uma corda que é submetida a uma tração T,conforme ilustra a figura. Considerando que a tração permanece inalterada quando a massa é deslocada perpendicularmente à corda, pede-se: (a) deduzir o modelo matemático para pequenas vibrações transversais; (b) freqüência natural da vibração. Resp.: (a) ( ) 0 .. = + + x ab baT xm (b) ( ) mab baT n + =ω 4.11 – (Rao 2.28) – Um acrobata pesando 533,3 N caminha sobre um cabo de aço esticado, conforme ilustra a figura. Se a freqüência natural da vibração vertical para a posição mostrada vale 10 rad/s, calcular a tração no cabo. Resp.: T = 7376 N 4 Resposta livre sem amortecimento 4-23 4.12 – (Rao 2.27) – Um bungee jumper pesando 712 N está preso pela cintura à extremidade de um cabo elástico de comprimento 61 m e rigidez 1752 N/m, estando a outra extremidade do cabo presa a uma ponte. Considerando a ponte como rígida, calcular a freqüência natural e a amplitude do movimento vibratório do saltador em torno de sua posição de equilíbrio estático. Resp.: ωn = 4,92 rad/s; X0 = 7,05 m. 4.13 – (Rao 2.30) – No regulador Hartnell da figura a mola possui rigidez 104 N/m e o peso de cada esfera é de 25 N. A mola é comprimida 1 cm quando os braços das esferas estão na vertical. Determinar: (a) velocidade de rotação do regulador na qual os braços das esferas permanecem na vertical; (b) freqüência natural de vibração para pequenos deslocamentos dos braços das esferas em torno das suas posições verticais. Resp.: (a) ω = 81,91 rpm; ωn = 37,585 rad/s. 4.14 - (Rao 2.31) – Uma plataforma quadrada PQRS suporta um carro, tendo o conjunto uma massa M. A plataforma está suspensa por 4 cabos elásticos, sendo h a distância vertical entre o ponto de suspensão O e a posição horizontal de equilíbrio da plataforma. Sendo a o lado da plataforma e k a rigidez axial de cada cabo, determinar o período natural da vibração vertical da plataforma. 4 Resposta livre sem amortecimento 4-24 4.15 - (Rao 2.33) – Um helicóptero transporta um fardo de massa 250 kg, conforme figura. As pás do rotor giram a 300 rpm. Achar o diâmetro dos cabos de aço (E = 2,07 x 1011 Pa), de tal maneira que a freqüência natural de vibração do fardo seja no mínimo duas vezes maior do que a do rotor. Resp.: d = 3,11 mm 4.16 - (Rao 2.74) – A figura mostra uma viga bi-apoiada, uniforme, módulo de Young E, momento de inércia de área da seção reta I e massa m. No centro do vão está colocada uma massa M. Calcular o efeito da massa da viga na freqüência natural do sistema. Sugestão: seguir o mesmo procedimento do exemplo do texto, usando (Rao pág. 1034): Resp.: mMmeq 35 17 += 4.17 (Steidel 2.38) – Determinação da posição do centro de gravidade de um carro. Um carro é suspenso como um pêndulo, usando-se cabos de aço (E = 2,07 x 1011 Pa) fixados aos eixos traseiro e dianteiro, conforme mostra a figura, e posto a oscilar no plano vertical. Com l = 4,6 m, o período de oscilação é de 4,3 s; com l = 2,6 m, o período cai para 3,3 s. Calcular a distância vertical h, a qual posiciona o centro de gravidade do carro em relação aos eixos. Resp. h = 0,1447 m Resp.: 2 22 8 2 2 h ah k M n + = πτ 4 Resposta livre sem amortecimento 4-25 4.18 - (Rao 2.78) – Determinar a freqüência natural do sistema do problema 4.10, usando o método de Rayleigh. Resp.: ( ) mab baT n + =ω 4.19 - (Rao 2.83) – Determinar a freqüência natural do sistema da figura usando o método de Rayleigh. Resp.: 2 216 mrJ kr O n + =ω 4.20 - (Rao 2.81) – A um prisma retangular de madeira de massa específica ρm é dado um deslocamento inicial no interior de um recipiente com óleo de massa específica ρo, fazendo com que o prisma entre em oscilação vertical. Determinar a freqüência natural do sistema usando o método de Rayleigh. Haverá mudança na freqüência natural se o prisma for substituído por um cilindro de raio r, mesma altura e massa específica? Resp.: h g m o n ρ ρ ω = ; não haverá mudança na freqüência natural.
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