Documento PDF - AMS Acta - Università degli Studi di Bologna

Documento PDF - AMS Acta - Università degli Studi di Bologna
Quaderni del DIEM – GMA
Atti di giornate di studio – 3
A cura di:
U. Meneghetti , A. Maggiore , V. Parenti Castelli
Coordinatore di redazione:
Alessandro Zanarini
DIEM
Dipartimento di Ingegneria delle
Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di
Metallurgia
www.diem.unibo.it
GMA
Gruppo di Meccanica Applicata
http://wpage.unina.it/dellaval/GMA/GMA_home.htm
Terza giornata di studio
Ettore Funaioli
16 luglio 2009
A cura di:
Umberto Meneghetti, Alberto Maggiore e Vincenzo Parenti Castelli
Proprietà letteraria riservata.
© Copyright 2010 degli autori
Tutti i diritti riservati
Terza giornata di studio Ettore Funaioli - 16 luglio 2009 /
A cura di Umberto Meneghetti, Alberto Maggiore e Vincenzo Parenti Castelli
Bologna: 2010 - p. 370; 17 cm.
ISBN 978-88-902128-8-8
Versione elettronica disponibile alla pagina
http://amsacta.cib.unibo.it/2771/
Stampa a richiesta eseguita da:
Via Belle Arti, 31 a/b – 40126 Bologna
Tel 051 236866 – Fax 051 261105
www.asteriscosnc.it
INDICE
Prefazione
A.O. Andrisano, F. Leali, M. Pellicciari, A. Vergnano
Il tecnopolo regionale per la meccanica della provincia di Modena: strutture,
organizzazione, obiettivi
G. Catania, S. Sorrentino
Application of spectral analysis to vibrating plates of general shape
M. Cavallari, G. D’Elia, S. Delvecchio, M. Malagò,
E. Mucchi, G. Dalpiaz
Condition monitoring by means of vibration analysis techniques:
some case studies
A. Maggiore, U. Meneghetti
Riduzione delle vibrazioni nei meccanismi con camme mediante correzione della
velocità angolare
A.O. Andrisano, M. Pellicciari, F. Leali, A. Vergnano,
F. Pini, F. Gherardini, M. Faretra
Metodi di visione artificiale in sistemi robotizzati per
il settore automotive
1
19
37
51
65
G. Medri
Progettazione di prodotti easy-assembling
81
S. Ricci, M. Troncossi, A. Rivola
Development of flexible multibody model of a motorcycle
engine cranktrain
89
B. Reggiani, L. Donati, J. Zhou, L. Tomesani
Preliminary investigation on creep-fatigue regime in
extrusion dies
101
G. Olmi, A. Freddi
Fatica oligociclica su cappe e rotori di turboalternatori
117
G. Nicoletto, T. Marin
Fatigue assessment of complex welded structure using
finite element analysis and ASME Div. 2 master curve
143
A. Strozzi, E. Radi, A. Baldini, M. Giacopini, E. Campioni
Preliminary plane mechanical modeling of hexagonal contact
155
P. Toni, B. Allotta, L. Pugi, M. Malvezzi
Simulation of wheel/rail degraded adhesion with 1:5 bogie
scaled roller rig
171
D. Castagnetti, A. Spaggiari, E. Dragoni
Verifica sperimentale di modelli efficienti agli elementi finiti per
la previsione del collasso statico di strutture incollate complesse
193
D. Croccolo, M. De Agostinis, N. Vincenzi
Recent improvements and design formulae applied to front
motorbike suspensions
209
E. Dragoni, D. Castagnetti
Concentrazioni di tensione negli intaglio periodici:
analisi critica del metodo di Neuber
235
A. Segatori, L. Donati, L. Tomesani, M. Rompato
La formazione di striature sui profili estrusi
247
G. Scirè Mammano, E. Dragoni
Compensazione elastica di attuatori lineari a memoria di forma
per aumentare la forza e la corsa
263
A. Rossi, D. Zanotto, G. Rosati
Cable-based robotic system for post-stroke neurorehabilitation
289
M. Cocconcelli, R. Rubini, A. Ferrari, S. Costi
Detection of the centre of pressure for the double-contact
problem between feet and platform in gait analysis
299
G. Berselli, R. Vertechy, G. Vassura, V. Parenti Castelli
Valutazione sperimentale di un attuatore conico ad
elastomeri dielettrici
B. Baldisserri, V. Parenti Castelli
A preliminary study for a kinematic model of the complex
tibia-fibula-talus-calcaneus
311
G. Berselli, M. Piccini, M. Brandi, G. Vassura
Realizzazione di una mano robotica antropomorfa rivestita
di materiale soffice
341
C. Innocenti
A geometric characterization of the Jacobian for planar
and spherical fully-parallel manipulators
355
Indice degli autori
325
369
PREFAZIONE
La prima “Giornata di studio Ettore Funaioli" del 18 luglio 2007 è stata illustrata da 13
memorie, la Seconda, del 18 luglio 2008, e la Terza, del 16 luglio 2009, entrambe da 24
memorie. Ai Ricercatori di Meccanica dell’Emilia Romagna si sono aggiunti nel 2009
alcuni Ricercatori della Toscana e del Veneto. A tutti i partecipanti va il nostro più
cordiale ringraziamento: a loro si deve per intero il successo della manifestazione.
La crescente adesione di amici ed allievi – di prima e di seconda generazione – alle
Giornate di Studio intitolate a Ettore Funaioli, confermano l’alta considerazione per la sua
figura sotto l’aspetto sia scientifico, sia umano. Conferma anche il diffuso bisogno di
ritrovarsi fra colleghi ed amici che si stimano e si apprezzano, per fare tutti partecipi dei
risultati scientifici e dei comuni problemi che incontriamo nella nostra attività quotidiana.
È motivo di grande soddisfazione constatare la qualità scientifica e il costante impegno dei
Ricercatori di Meccanica che hanno voluto partecipare alla Terza Giornata: il buon seme
ha trovato buona terra e dà buon frutto.
È da ricordare che la Giornata ha visto anche il conferimento del Premio di Laurea
“Ettore Funaioli” per l’anno 2008, consegnato dai familiari del Prof. Funaioli alla
Dott.ssa Ing. Benedetta Baldisserri.
La Giornata ha potuto svolgersi grazie anche alla collaborazione della Facoltà di
Ingegneria dell’Alma Mater Studiorum e del DIEM - Dipartimento di Ingegneria delle
Costruzioni meccaniche, nucleari, aeronautiche e di Metallurgia. Ringraziamo vivamente il
Preside della Facoltà, Prof. Pier Paolo Diotallevi, e il Direttore del DIEM, Prof. Emilio
Ferrari, che hanno consentito queste collaborazioni ed hanno voluto aprire la Giornata
porgendo il loro saluto ai partecipanti.
Desideriamo infine ringraziare il Prof. Luca Tomesani per il suo prezioso intervento
nell’organizzazione della Giornata e l’Ing. Alessandro Zanarini che ha svolto l’oneroso
compito di raccogliere ed organizzare le memorie per questo volume.
Bologna, 30 aprile 2010
Umberto Meneghetti – Alberto Maggiore – Vincenzo Parenti Castelli
IL TECNOPOLO REGIONALE PER LA MECCANICA
DELLA PROVINCIA DI MODENA: STRUTTURE,
ORGANIZZAZIONE, OBIETTIVI
Angelo O. Andrisano
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Francesco Leali,
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Marcello Pellicciari,
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Alberto Vergnano
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Sommario. Il presente articolo descrive la struttura, l’organizzazione e gli obiettivi di
ricerca industriale del Tecnopolo regionale per la meccanica della provincia di Modena,
contestualizzandolo rispetto al sistema produttivo del territorio. Il Tecnopolo ha come
principale finalità quella di rispondere efficacemente ai bisogni delle imprese attraverso la
creazione di organi di gestione e di supervisione scientifica che consentano la condivisione
delle problematiche di ricerca, la costituzione di gruppi di ricerca trasversali e la
definizione di politiche comuni a più enti di ricerca ed il trasferimento tecnologico
dall’Accademia all’Industria. Il Tecnopolo modenese persegue, dunque, obiettivi di ricerca
che, senza perdere la propria natura scientifica, possano essere condivisi dalle realtà
aziendali più intraprendenti ed attente allo sviluppo tecnologico, soprattutto da chi opera
nei maggiori settori industriali dell’Emilia Romagna connessi con l’Alta Meccanica:
automotive, meccatronica, micro e nanotecnologie, energetica, ICT, design industriale,
biomedicale, ceramica. I maggiori ambiti d’azione riguardano la simulazione, la verifica e
la simulazione di prodotti e processi industriali, a partire dai sistemi di trasmissione a
ingranaggi fino ai motori ad alte prestazioni, dai componenti meccanici strutturali più
raffinati ai processi di produzione robotizzati e automatizzati.
Parole chiave: Ricerca Industriale, Tecnopolo Modena, Laboratorio INTERMECH
1
1. INTRODUZIONE
Il sistema produttivo della provincia modenese si basa su di un modello di specializzazione
settoriale piuttosto diversificato, con un’importante caratterizzazione sulle industrie
trainanti identificate dalla Regione Emilia Romagna in meccanica, agroalimentare,
biomedicale, edilizia e sistema moda.
L’intersezione fra industrie trainanti e territorio evidenzia e conferma la tendenza alla
concentrazione settoriale: meccanica a Modena, ceramica a Sassuolo, biomedicale a
Mirandola, sistema moda a Carpi, agroalimentare e meccanica a Vignola; la dislocazione
delle nuove attività di servizi avanzati all’impresa e dell’ICT si sviluppano principalmente
su Modena e, con dimensioni minori, sui Comuni di Carpi, Mirandola, Sassuolo e Vignola.
La struttura produttiva della provincia, dunque, porta alla progettazione di un
Tecnopolo da configurarsi come un polo di eccellenza per la conoscenza tecnica,
tecnologica, industriale, dell’innovazione attraverso una serie di interventi destinati a
potenziare la capacità di offerta di trasferimento tecnologico dell’Università e delle altre
strutture orientate alla conoscenza, radicandole e valorizzandole non solo come strutture di
“servizio”, ma anche come “componenti” fondamentali del territorio della provincia
modenese [1].
Data la natura policentrica del tessuto economico modenese, per cui le filiere produttive
si concentrano prevalentemente su alcuni territori piuttosto che su altri, una struttura
efficace di ricerca industriale non può prescindere dalla realizzazione di nodi terminali di
interfaccia fra mondo della ricerca e mondo delle imprese, da collocare in ciascun nodo
territoriale dove si concentra la filiera, come mostrato in Fig. (1).
A sostegno delle attività di ricerca industriale del territorio organizzate all’interno del
Tecnopolo modenese, è stato creato già a fine 2008 “InterMech”, Interlaboratorio per la
Meccanica Avanzata della Regione Emilia Romagna [2]. Il laboratorio ha sede presso il
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile dell’Università di Modena e Reggio Emilia
ed è nato dall’aggregazione dei laboratori regionali LAV (acustica e vibrazioni),
MECTRON (meccatronica), SIMECH (simulazione meccanica e progettazione integrata),
SUP&RMAN (superfici) e dei centri servizi CITTAMEC (Democentersipe) e REI (Reggio
Emilia Innovazione), a seguito del processo di aggregazione in Associazione Temporanea
di Scopo, a scadenza metà 2010, di una serie di strutture di ricerca industriale [3]. I
laboratori regionali avevano iniziato ad operare attraverso una struttura a rete nel 2005,
grazie all’impegno organizzativo ed economico dei Dipartimenti dell’Ateneo di Modena e
Reggio Emilia e della Regione Emilia Romagna [4] e hanno dimostrato nel tempo la propria
solidità strutturale e l’efficacia delle proprie azioni in termini di risultati ottenuti e capacità
di interagire con il territorio.
Alla scadenza del periodo di finanziamento regionale è apparsa prioritaria ai
coordinatori dei laboratori e dei centri coinvolti, la necessità di consolidare la rete
attraverso la costituzione di un polo regionale della Meccanica che, grazie ad una struttura a
rete ed una massa critica adeguata, potesse affrontare alcuni dei principali problemi tecnici
e tecnologici posti dall’industria moderna, a partire dall’armonizzazione e dalla sinergia di
competenze specialistiche nel campo della Meccanica Avanzata.
2
Figura 1. La struttura industriale policentrica del territorio modenese.
Il primo obiettivo del laboratorio InterMech è la razionalizzazione delle tematiche e
delle attività di ricerca, attraverso la creazione di organi di gestione e di supervisione
scientifica che possano portare alla condivisione delle problematiche, alla costituzione di
gruppi di ricerca trasversali ed alla definizione di politiche comuni che consentano di
ottimizzare gli investimenti in funzione di una maggiore efficienza gestionale ed efficacia
delle soluzioni proposte.
In secondo luogo InterMech lavora per creare una struttura che sia fortemente radicata
a livello locale e regionale, ma che raggiunga la forza di proporsi sia a livello nazionale che
internazionale grazie a quella riconoscibilità necessaria per potersi proporre come
autorevole interlocutore sia per PMI sia per gruppi internazionali.
Infatti la priorità del laboratorio InterMech è quella di sviluppare una struttura di
ricerca applicata economicamente autosufficiente, in grado di realizzare efficacemente
azioni di ricerca industriale e trasferimento tecnologico, perseguendo obiettivi che, senza
perdere la propria natura scientifica, possano essere appetibili per l’industria, guidando le
realtà aziendali più intraprendenti e attente allo sviluppo tecnologico verso la creazione di
innovazione.
Per perseguire tali obiettivi InterMech riunisce, come mostrato in Fig. (2), 15 enti di
ricerca (dipartimenti universitari e centri di ricerca pubblici o privati) organizzati su 6 linee
progettuali, tra cui la gestione organizzativa del laboratorio e la valorizzazione dei risultati.
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Figura 2. La composizione del laboratorio per la Meccanica Avanzata InterMech.
Dal punto di vista della ricerca, attraverso l’azione di un Comitato Tecnico Scientifico,
il laboratorio indaga problematiche connesse con la diagnostica e l’ottimizzazione vibroacustica, il controllo attivo di rumore e vibrazioni, con le tecnologie oleodinamiche per la
meccatronica, le tecnologie meccatroniche by-wire, i fattori umani, i materiali ed i
dispositivi per la meccatronica, la diagnostica e la manutenzione in meccatronica, con i
metodi avanzati per la progettazione, la modellazione e l’ottimizzazione di prodotti e
processi industriali (con particolare riferimento al Sistema Veicolo), con l’analisi delle
proprietà meccaniche dei materiali e dei fenomeni di attrito ed usura alla multi-scala, i
rivestimenti e trattamenti superficiali alla micro-nano scala, l’ingegnerizzazione di
rivestimenti alla macro-micro scala.
A garanzia dell’imparzialità del laboratorio nei confronti del mercato, nessuna azienda
è stata volutamente ammessa all’interno dell’aggregazione, sebbene siano presenti
all’interno del management figure aziendali di consulenza ed indirizzo delle attività. Il forte
supporto aziendale è comunque dimostrato dalle numerose attività realizzate in
collaborazione con aziende del territorio operanti nei più svariati settori industriali connessi
con la Meccanica Avanzata.
2. STRUTTURE
Il Tecnopolo modenese coinvolge, oltre all’Università di Modena e Reggio Emilia, che
funge da centro delle attività di ricerca, diverse amministrazioni locali del territorio
modenese – Provincia di Modena, Comune di Modena, Comuni di Spilamberto, Vignola e
Savignano sul Panaro – ed importanti partner sostenitori e finanziatori come la Camera di
Commercio, Industria, Artigianato e Agricoltura di Modena, il centro servizi DemocenterSipe S.c.r.l., l’Ordine degli Ingegneri e l’Ordine degli Architetti di Modena.
La localizzazione del Tecnopolo modenese si articola su un’area principale, adiacente
alle Facoltà Tecnico-Scientifiche e al Policlinico di Modena, e su due nodi esterni. Il primo
di questi riguarda il prolungamento verso Sud del Tecnopolo, realizzato attraverso il
consolidamento e lo sviluppo del Parco Tecnologico ex-Sipe e della Strada
dell’Innovazione. Tale progetto coinvolge i comuni di Vignola, Spilamberto e Savignano
sul Panaro e prevede la realizzazione di nuove strutture da destinarsi all’accoglienza degli
spin-off di secondo livello del Tecnopolo, favorendo la crescita di attività imprenditoriali
innovative e ad alto contenuto tecnologico. Il secondo nodo esterno prevede la
ristrutturazione della storica area urbana sede delle Ex-Fonderie, con la conseguente
4
riqualificazione di parte della fascia ferroviaria della città di Modena. Rispondendo ad un
esplicito bisogno espresso dal territorio modenese, tale area è destinata ad accogliere il
centro D.A.S.T (Design, Arte, Scienza, Tecnica), struttura dedicata ad attività di ricerca
scientifica e formazione sui temi del design industriale e della Realtà Virtuale. A questi si
aggiungono un progetto destinato alla ricerca industriale ed al trasferimento tecnologico per
la filiera ceramica sul territorio di Sassuolo e appositi sportelli di supporto al trasferimento
tecnologico e di interfaccia con il sistema della ricerca industriale per il biomedicale di
Mirandola e il sistema moda di Carpi, come mostrato in Fig. (3).
Il principale intervento strutturale legato alla costituzione del Tecnopolo modenese
riguarda l’ampliamento del Campus di Ingegneria. Il complesso, infatti, costituisce una
sorta di elemento conclusivo del polo universitario già collegato al Policlinico, ponendosi,
in prospettiva, come “ponte urbano” di collegamento con le previste espansioni del sistema
Città-Università verso l’esterno. In tale ottica il Campus verrà innanzitutto ampliato
attraverso l’edificazione di una nuova area, detta “Area Innovazione”, destinata ad
accogliere il management del Tecnopolo, l’ufficio ILO (Industrial Liaison Office)
dell’Università di Modena e Reggio Emilia, Democenter-Sipe S.c.r.l., l’incubatore di primo
livello per imprese innovative MoReCube, e, presumibilmente, anche gli Ordini degli
Ingegneri e degli Architetti di Modena. La costruzione dell’edificio deriva principalmente
dalla necessità di creare all’interno della città un punto di accesso unico e facilmente
raggiungibile per tutte le attività di supporto e consulenza che da anni agiscono sul territorio
per creare l’incontro tra Impresa e Mondo della Ricerca. Inoltre il progetto Tecnopolo
prevede l’allargamento dei laboratori meccanici pesanti destinati alle attività di ricerca dei
Dipartimenti di Ingegneria all’interno, secondo quanto mostrato in Fig. (4).
Figura 3. La localizzazione del Tecnopolo sul territorio modenese.
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Figura 4. Il progetto di ampliamento del campus di Ingegneria di Modena.
3. ORGANIZZAZIONE
Il sistema organizzativo del Tecnopolo è basato sul “Centro Interdipartimentale per la
Ricerca Applicata e i Servizi nel Settore della Meccanica Avanzata e della Motoristica” (in
breve centro InterMech - MO.RE.), struttura di durata triennale promossa dai Dipartimenti
di Ingegneria Meccanica e Civile (progetto SIMECH), di Ingegneria dei Materiali (progetto
MatMech), di Ingegneria dell’Informazione (progetto Softech), di Scienze e Metodi
dell’Ingegneria (progetto MECTRON), di Fisica (progetto SUP&RMAN) [5].
Il Centro, con sede legale presso il Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile di
Modena, è diretto da un Consiglio, composto da un rappresentante – professore di ruolo o
ricercatore – per ciascuno dei Dipartimenti che afferiscono al Centro stesso e da un
rappresentante del personale tecnico/amministrativo eletto tra il personale assegnato al
Centro. All’interno del Consiglio viene nominato, con carica triennale, un Direttore con
compiti di rappresentanza, di presidenza del Consiglio e di cura dell’esecuzione dei
deliberati.
Attraverso l’azione del Comitato Scientifico, composto da tutti i professori di ruolo o
ricercatori a tempo pieno sia a tempo determinato aderenti al Centro a vario titolo, il
InterMech – MO.RE. ha il compito di promuovere e coordinare studi e ricerche
intersettoriali nel campo della Meccanica Avanzata e della Motoristica e armonizzare le
attività di ricerca correlate (anche nei settori ICT, Materiali e Superfici, Meccatronica).
Come interlocutore degli Enti Pubblici, il Centro assume la funzione di favorire lo
scambio di informazioni ed iniziative scientifiche e formative atte a promuovere
collaborazioni interdisciplinari sia a livello regionale sia a livello nazionale ed
internazionale, con particolare riguardo all’Unione Europea.
Dal punto di vista industriale, il Centro si propone come referente di ricerca nei
confronti delle Imprese del territorio che necessitano di consulenza, servizi e collaborazioni
per lo sviluppo di nuovi prodotti e processi e per il miglioramento di prodotti e processi
esistenti.
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Per la gestione delle attività, il Centro può inizialmente contare sul finanziamento
legato al Programma Operativo Regionale del Fondo Europeo di Sviluppo Regionale 20072013, approvato con Decisione C(2007) 3875 del 7 agosto 2007 dalla Commissione
Europea [6]. Lo stesso fondo garantisce il cofinanziamento delle attività infrastrutturali ed
edilizie, dell’acquisto di nuove attrezzature di ricerca e del reclutamento di personale
ricercatore proposte in [1] e negoziate con la Regione Emilia Romagna.
Successivamente, invece, il Centro dovrà recuperare finanziamenti in modo autonomo,
attraverso la partecipazione a progetti finanziati con Enti pubblici o privati, regionali,
nazionali o internazionali e, soprattutto, attraverso l’esecuzione di attività di ricerca
applicata e/o di consulenza concordate con le Imprese.
Affinché esista una effettiva ed efficace ricaduta sul territorio, il Tecnopolo prevede
all’interno del proprio apparato organizzativo anche una serie di strutture e di servizi che
possano completare l’offerta di carattere tecnico-scientifico dei Dipartimenti e possano
garantire il diretto interfacciamento con il sistema economico e produttivo, nella sua
accezione più ampia.
Tale visione comporta la necessità di disporre di una serie di strumenti che consentano
di rendere tangibili e visibili le potenzialità relative alle conoscenze maturate e disponibili
all’interno ed all’esterno del Tecnopolo. L’obiettivo è quello di offrire visioni e servizi che
permettano da un lato di valorizzare i risultati della ricerca ed individuare nuove risorse per
l’Ateneo, e dall’altro di migliorare la comunicazione con le imprese sia in termini di
individuazione di bisogni, sia negli aspetti di identificazione delle soluzioni di ricerca e di
ingegnerizzazione.
Questa interpretazione, nata dalla considerazione che nell’attuale quadro competitivo
occorre affiancare alle tradizionali strutture di ricerca, altre strutture od organismi
specializzati che abbiano il ruolo di svolgere compiti più vicini al “mercato”, porta
all’abbandono degli schemi organizzativi tradizionali presenti all’interno dell’Ateneo, in
favore di soluzioni quali l’Ufficio ILO e i Centri di Innovazione e di Trasferimento
Tecnologico, incaricati di intervenire nel difficile momento di incontro tra risultati della
ricerca e valorizzazione di mercato.
All’interno del Tecnopolo, quindi, è previsto l’operato di figure professionali di elevata
formazione e specializzazione, identificabili come esperti brevettuali, specialisti in
organizzazione di neo imprese, esperti nella individuazione di strumenti finanziari non
convenzionali, nella stesura di progetti da proporre al finanziamento pubblico e privato,
che, presenti da ormai molto tempo all’interno delle strutture di ricerca degli altri Paesi ad
elevata intensità di conoscenza, affianchino in modo sinergico i ricercatori ed i tecnologi, e
si facciano carico di gestire la conoscenza in termini di opportunità di mercato e di
comunicazione verso le imprese.
4. OBIETTIVI
Come già sottolineato, l’obiettivo principale del Tecnopolo è quello di svolgere, per conto
e/o in sinergia con le imprese del territorio, attività di ricerca industriale e di trasferimento
tecnologico mirate alla produzione di processi e prodotti innovativi.
Nell’ambito della Meccanica Avanzata, quindi, troveranno spazio attività di ricerca,
correlate tra loro, che coprono diversi campi dell’Ingegneria, quali la progettazione
meccanica, l’automotive, l’automazione, la robotica, l’informatica ed il design industriale.
Tali campi di interesse coprono i principali settori della meccanica “classica” e della
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meccanica di precisione, mirando al coinvolgimento di grande parte del comparto
industriale regionale. All’interno del Tecnopolo modenese per la Meccanica confluiscono le
attività di sviluppo sperimentale e trasferimento tecnologico di quattro Unitá Operative di
Ricerca (UOR), tra loro complementari e sinergiche:
UOR 1 – INTERMECH-SIMECH
UOR 2 – INTERMECH-SUP&RMAN
UOR 3 – SOFTECH
UOR 4 – UNIMORE DESIGN INDUSTRIALE
UOR 1 – INTERMECH-SIMECH
UOR1.1. AUtomotive REsearch at the University of Modena (prof. G. Cantore).
L’obiettivo principale è l’allestimento di un laboratorio di sperimentazione avanzata avente
come fine la ricerca di soluzioni progettuali innovative per la realizzazione di motori a
combustione interna (ad accensione comandata e ad accensione per compressione) e veicoli
ad alta efficienza e a basso impatto ambientale.
In particolare, si propone di rendere disponibile alle numerose aziende del settore
automotive presenti sul territorio regionale una struttura caratterizzata da competenze
avanzate, maturate nel corso degli anni all’interno del Dipartimento di Ingegneria
Meccanica e Civile e del Dipartimento di Ingegneria dell’Informazione, e attrezzature
sperimentali all’avanguardia.
UOR 1.1.1 Sperimentazione avanzata per l’analisi e il controllo del processo di
combustione e delle emissioni inquinanti allo scarico dei motori. Per far fronte alle
sempre più stringenti normative per la limitazione degli inquinanti allo scarico dei motori a
combustione interna (EURO V nel 2008 e oltre), sarà obiettivo primario del progetto la
ricerca di soluzioni per l’abbattimento delle emissioni inquinanti allo scarico e del consumo
specifico di combustibile, anche mediante il controllo in tempo reale del processo di
combustione.
Sul banco prova dovranno quindi essere installate strumentazioni necessarie:
x all’analisi entro-camera e al controllo in real-time del processo di combustione;
x alla misura dei gas inquinanti, ivi comprese le polveri fini, che ad oggi
contribuiscono in maniera crescente all’inquinamento nelle aree urbane;
x allo sviluppo di strategie di controllo motore ottimizzate, mediante l’utilizzo di
centraline programmabili e l’analisi dei segnali.
L’analisi sperimentale delle emissioni inquinanti consentirà anche di validare i modelli
numerici di previsione a calcolo delle emissioni esistenti, nonché, laddove necessario, di
realizzare e calibrare modelli previsionali di nuova concezione, potendo fornire una buona
base per la comprensione dei fenomeni chimico-fisici responsabili della formazione dei
principali inquinanti (ossidi di azoto, idrocarburi incombusti, particolato, ma anche anidride
carbonica).
Nell’ambito di questa attività, e in maniera sinergica alle attività di cui sopra, si
propone di sviluppare sensori innovativi operanti ad alta temperatura e velocità di risposta
per il monitoraggio delle emissioni nei motori a combustione. Queste informazioni ottenute
in tempo reale permetteranno il controllo retro-azionato e l’ottimizzazione dei parametri del
processo di combustione e il loro adeguamento. Questa elettronica di front-end dovrà
fornire segnali elettrici robusti alle interferenze e facilmente usufruibili dal sistema di
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controllo del motore. Quest’ultimo sarà diviso in due sezioni: (i) smart processing e (ii)
power, il primo deputato all’acquisizione dei segnali dall’elettronica di front-end e alla
generazione dei segnali necessari alla regolazione del sistema di iniezione e del motore, il
secondo deputato ad implementare opportuni moduli di potenza, in grado di pilotare gli
attuatori dei vari sistemi che si intende regolare.
UOR 1.1.2. Sperimentazione di combustibili alternativi e di motori multi-fuel. La
composizione delle emissioni allo scarico di un motore a combustione interna risulta
intrinsecamente legata alla composizione chimica del combustibile impiegato. La ricerca di
soluzioni a basso impatto ambientale, argomento sempre più rilevante e strategico, non può
quindi trascurare la valutazione di combustibili alternativi ai tradizionali benzina e gasolio.
Una prima strada consiste nell’utilizzo dei cosiddetti biocombustibili. Essi sono
prodotti di origine agricola (biodiesel, bioetanolo, ETBE ed MTBE) che possono essere
utilizzati in alternativa o in combinazione con i combustibili tradizionali. Tuttavia, se da una
parte il loro impiego è auspicabile, in quanto rappresentano una fonte di energia
“rinnovabile”, dall’altra permangono ancora diverse incognite circa l’individuazione del
compromesso ottimale tra i costi e il vantaggio in termini di emissioni inquinanti, nonché
riguardo l’impatto sull’affidabilità e durata del propulsore. La soluzione di tali incognite
richiede lunghi e complessi test, da condursi principalmente in una sala prova motori
appositamente attrezzata.
Una seconda possibile soluzione prevede l’utilizzo di combustibili a basso contenuto di
carbonio quali metano e GPL. L’utilizzo di questi combustibili consente una significativa
riduzione delle emissioni di monossido di carbonio ed anidride carbonica, oltre che di ossidi
di zolfo. Il loro impiego nel settore dei motori a combustione interna risulta comunque ad
oggi ancora in fase di sviluppo e diverse nuove tecnologie non hanno ancora trovato ampia
applicazione. Per questi motivi si prevede di approfondire la loro applicabilità con prove
sperimentali.
Nell’ambito di queste attività, ci si occuperà anche di veicoli a propulsione ibrida,
mediante un’attenta analisi delle principali strutture propulsive delle auto ibride attualmente
in produzione o in sviluppo. In particolare si potrà studiare il modello dinamico e
l’efficienza energetica degli schemi propulsivi basati sui dispositivi meccanici CVT
(Continuous Variable Transmission) che le auto ibride utilizzano per trasmettere alle ruote,
in modo bidirezionale, la potenza erogata dal motore endotermico, dai motori elettrici e
dalle batterie.
UOR 1.1.3. Analisi termo-meccanica per l’ottimizzazione strutturale dei motori
(prof. A. Strozzi). All’interno dei motori a combustione interna, sia ad accensione
spontanea cha ad accensione comandata, sono molteplici i componenti soggetti a
caricamento di tipo termo-meccanico. Infatti, parti importanti come pistoni e testate sono
sollecitati sia delle deformazioni indotte dalle elevate temperature che si generano durante il
funzionamento del motore, sia dalle sollecitazioni meccaniche legate alla combustione dei
gas e alla velocità di rotazione del motore stesso. Conoscere a fondo il comportamento di
tali componenti nelle reali condizioni di esercizio risulta quindi fondamentale al fine di
ottimizzare la geometria delle singoli parti, permettendo una sempre maggiore riduzione dei
pesi, aspetto questo che risulta cruciale anche nell’ottica del contenimento delle emissioni.
A tal fine, il presente progetto propone l’equipaggiamento del banco prova motori con un
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sistema di acquisizione dinamico in grado di registrare segnali derivanti da sensori, installati
direttamente sui motori in fase di test, quali termocoppie, estensimetri e accelerometri.
L’analisi dei risultati così ottenuti, con particolare riferimento all’interpretazione del
comportamento dei materiali ad elevate temperature, può poi essere facilitata se si ha a
disposizione una serie di dati che si possono ricavare da test eseguiti su provini campione
realizzati ad hoc.
UOR 1.1.4. Laboratorio di Idraulica del veicolo (prof. M. Borghi). L’idraulica a
bordo veicolo rappresenta una tematica di vasto interesse e importanza strategica soprattutto
se, come al giorno d’oggi, si desiderano prestazioni ottimali ma contemporaneamente si
deve ridurre il consumo di combustibile per abbattere le emissioni inquinanti; in questo
scenario occorre studiare attentamente i sistemi idraulici che risultano più promettenti dal
punto di vista del risparmio energetico.
Le problematiche sono numerose e richiedono un’attenta analisi che deve essere svolta
tramite la simulazione e la successiva sperimentazione dei sistemi in oggetto; in particolare,
i sistemi a bordo veicolo dedicati alla trasmissione del moto dal motore alle ruote sono al
centro di importanti innovazioni e continue ricerche. Tra i sistemi più promettenti vi sono
quelli dotati di componenti di natura idraulica che saranno oggetto di studio, attraverso la
generazione di modelli a parametri concentrati in opportuni ambienti di sviluppo, e di
analisi sperimentali, attraverso caratterizzazioni che si svolgeranno in un banco
appositamente attrezzato da installare e mettere a punto al Dipartimento di Ingegneria
Meccanica e Civile.
Ulteriori obiettivi di ricerca, già in parte affrontati all’interno del laboratorio InterMech,
riguardano lo studio e l’analisi dei circuiti di lubrificazione e di raffreddamento del motore
e la gestione della frenatura dei veicoli, con particolare riferimento all’analisi dinamica dei
transitori di frenata di ammortizzatori oleo-pneumatici per applicazioni motociclistiche.
UOR 1.1.5 Valutazione strumentale della concentrazione di massa e della
distribuzione dimensionale delle polveri fini e ultrafini (sub microniche) sull’emissione
di motori a combustione interna e attività industriale (prof.ssa G. Ghermandi).
Nell’ambito del progetto verrà condotta la valutazione strumentale della concentrazione di
massa e della distribuzione dimensionale delle polveri fini e ultrafini (sub microniche)
campionate sull’emissione di motori a combustione interna. Parallelamente si controllerà la
produzione di polveri da attività industriali, principalmente quelle di trattamento e
smaltimento dei rifiuti, fra cui impianti di trattamento meccanico dei rifiuti, svolte dalle
principali multi utility del territorio.
La ricerca si completerà con determinazioni di metalli sulle diverse frazioni
dimensionali delle polveri; l’impatto delle sorgenti esaminate verrà valutato con l’ausilio di
modelli numerici di dispersione delle polveri e tecniche di rilevamento satellitare dello
spessore ottico delle polveri atmosferiche.
UOR 1.1.6 Ricerca su sistemi GNSS (GPS) in modalità cinematica per sistemi di
guida assistita o automatica di veicoli (prof. A. Capra). La ricerca, nella sua fase
iniziale, si focalizzerà sul settore dell’agricoltura di precisione, quindi sul posizionamento
navigazionale di veicoli in movimento lento. Le fasi successive prevedono lo sviluppo
software ed hardware di un sistema di guida assistita e il più possibile automatizzata. Si
10
prevede anche l’attivazione di procedure per la calibrazione di antenne GPS, eventualmente
integrate con sistema inerziale.
UOR 1.2. Ottimizzazione di trasmissioni meccaniche (simulazione e testing) (prof.
F. Pellicano). La proposta relativa alle trasmissioni meccaniche divide in due sezioni:
sezione simulazione e sezione testing. L’esperienza pregressa ha visto coinvolte molte
aziende del territorio ed ha permesso di valutare attentamente le esigenze industriali, sia
sotto il profilo della ricerca applicata sia delle attività di servizio. È così emerso che le
nuove esigenze progettuali, guidate dalla crescente competitività del mercato, ma anche
dall’inasprimento delle normative, richiede sofisticate metodologie di simulazione e testing.
Negli ultimi anni si è infatti assistito ad un forte aumento della richiesta di
collaborazione da parte delle aziende del territorio (ma anche extraregionali o straniere),
volta ad acquisire nuove metodologie di calcolo o usufruire di attrezzature di testing
d’avanguardia presenti presso il dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile. Ciò ha
indotto il Dipartimento, attraverso il laboratorio InterMech, a sviluppare tali attività e
incrementare progressivamente la dotazione strumentale.
Per affrontare le sfide future e poter fornire al territorio una piattaforma completa che
operi efficacemente nel campo delle trasmissioni meccaniche, il laboratorio ha l’obiettivo di
ampliare ulteriormente la propria dotazione di attrezzature sperimentali e di calcolo e di
mettere a punto un piano di sviluppo delle risorse umane da impegnare in modo stabile in
tali attività. Quest’ultimo aspetto è un punto cruciale del progetto, infatti, la complessità
delle competenze richieste per affrontare ricerche nell’ambito delle trasmissioni meccaniche
richiede un lungo e costoso periodo di formazione al termine del quale tutti gli sforzi
possibili devono essere fatti per mantenere in loco le competenze sviluppate ed evitare una
fuga di cervelli che avvantaggerebbe i competitors stranieri.
Il laboratorio, nel pieno del proprio sviluppo, si pone come obiettivo quello di fornire
alle aziende del territorio e, in generale, all’industria italiana una serie di servizi che
spazieranno dal testing meccanico alla simulazione meccanica fino all’integrazione tra
simulazione numerica ed evidenze sperimentali.
Nel campo della simulazione si potranno offrire soluzioni basate sull’utilizzo sia di
software commerciali sia di software sviluppati nel laboratorio, che saranno in grado di
simulare ed ottimizzare trasmissioni meccaniche per ciò che concerne la generazione
automatica di geometrie complesse e multimesh, l’analisi di deformazioni e stress, l’analisi
si vibrazioni, lo studio di sistemi di smorzamento e lubrificazione elastoidrodinamica.
Nel campo della sperimentazione si potranno offrire servizi di consulenza nella
progettazione o progettazione completa di setup sperimentali specifici per trasmissioni ad
ingranaggi, sviluppo sistemi per il monitoraggio di trasmissioni meccaniche, esecuzione test
sperimentali su ruote dentate o su trasmissioni complete (misura di vibrazioni e
deformazione denti, prove di endurance), testing su tavole vibranti (ricerca risonanze, prove
di durata, prove track&dwell).
UOR 1.3. Sistemi di produzione automatizzati e robotizzati (prof. A. O.
Andrisano). L’obiettivo principale riguarda lo sviluppo di nuovi metodi di progettazione
industriale finalizzati all’ideazione ed all’implementazione di soluzioni progettuali per una
nuova generazione di sistemi “intelligenti” automatizzati e robotizzati, da impiegare in
produzione. Parallelamente si persegue il potenziamento delle strutture di ricerca coinvolte
nel laboratorio regionale INTERMECH per l’Alta Meccanica, sia in termini di
11
strumentazione hardware/software per la simulazione integrata sia di attrezzature
sperimentali necessarie alla validazione di eventuali prototipi funzionali. Dal punto di vista
del processo produttivo si vogliono integrare sinergicamente, all’interno di un unico
framework di progettazione, sia i principali elementi di analisi gestionale e logistica di flussi
industriali automatizzati, in termini di approvvigionamento, alimentazione e stoccaggio, sia
elementi di analisi ed ottimizzazione dei processi di lavorazione ed assemblaggio, con
particolare riferimento all’impiego di robot industriali di ultima generazione. In relazione a
quest’ultima attività, inoltre, sulla base dell’esperienza maturata dal Laboratorio di
Progettazione Integrata e Simulazione (LaPIS) e degli importanti risultati applicativi
ottenuti all’interno dei progetti SIMECH ed InterMech in collaborazione con importanti
aziende del settore, si intende realizzare un laboratorio attrezzato per sviluppare e validare
sistemi robotizzati autonomi, in grado di effettuare operazioni di assemblaggio complesse,
eventualmente integrate da lavorazioni adattive, anche in ambienti fortemente non
strutturati. Tali operazioni dovranno essere supportate da rigorosi controlli di qualità e
continue verifiche prestazionali, in modo che i dati funzionali, uniti alle informazioni
gestionali relative ai sistemi ed alle linee produttive, forniscano, in tempo reale, le
informazioni necessarie ad un controllo totale dei processi e della qualità dei prodotti, anche
in remoto. Le applicazioni previste riguarderanno soprattutto i sistemi di produzione nel
settore automotive (lavorazione e assemblaggio).
Altra attività primaria e fondamentale riguarderà lo sviluppo di tecnologie abilitanti,
quali strategie di lavorazione ed assemblaggio automatizzato e robotizzato mediante
l’impiego sinergico di sistemi di feedback tattile e di visione artificiale. Si vuole pervenire,
infatti, alla realizzazione di sistemi innovativi, capaci di realizzare approcci alla produzione
industriale non convenzionali; tali sistemi, grazie alla loro aumentata sensorialità ed
autonomia, saranno caratterizzati da un’elevata flessibilità operativa. Inoltre, l’attività verrà
rivolta allo sviluppo di metodologie di analisi di sistema al fine di rendere maggiormente
efficiente l’inserimento delle nuove tecnologie suddette all’interno dei sistemi produttivi e
logistici esistenti.
UOR 1.4. Laboratorio di tecniche antincendio (prof. P. Tartarini). L’obiettivo è
quello di fornire attività di ricerca, sviluppo, ottimizzazione di prodotti e sistemi di
controllo, soppressione ed estinzione degli incendi alle Aziende specializzate del settore.
Il progetto rappresenta l’evoluzione delle attività di ricerca già condotte in questo
settore in collaborazione con aziende del territorio e con il Department of Fire Protection
Engineering, University of Maryland, USA. L’esperienza acquisita sul tema consente di
porre oggi il DIMeC come riferimento regionale (e in notevole anticipo rispetto alle
Regioni limitrofe) per ricerche, misure e prove di concerto con il Comando Regionale dei
Vigili del Fuoco e con le aziende interessate non solo a sviluppare sistemi, ma anche a
verificare sistemi alternativi per la sicurezza antincendio.
Le principali attività previste nell’ambito del progetto di ricerca riguardano
l’esecuzione di studi di base relativi a condizioni e modalità di formazione e propagazione
delle fiamme da ignizione accidentale e all’indagine dei fondamenti di controllo,
soppressione ed estinzione degli incendi. Inoltre verranno condotti studi a carattere
applicativo inerenti lo sviluppo, la sperimentazione e il collaudo delle tecniche antincendio.
UOR 1.5. Laboratorio meccanica dei materiali (prof. T. Manfredini). Con la
collaborazione delle imprese del territorio verrà avviata la costituzione di un laboratorio di
12
meccanica dei materiali per lo svolgimento di attività di ricerca e sviluppo di nuovi prodotti,
di progettazione di nuovi sistemi tecnologici e di produzione, di promozione di analisi
sperimentali di controllo/verifica e monitoraggio dei materiali e delle strutture. In questo
ambito si ascrivono anche le attività di sperimentazione e certificazione che le Università, in
qualità di enti istituzionali, sono chiamate a svolgere in ambito strutturale.
UOR 2 – INTERMECH-SUP&RMAN (prof. S. Valeri)
SUP&RMAN è il laboratorio regionale del Distretto Hi-Mech focalizzato sulle tematiche
tecnologico-scientifiche delle superfici e delle modifiche superficiali, dei ricoprimenti e
delle nanotecnologie meccaniche. Sup&rman opera innanzitutto per mettere in rete le
competenze sulle superfici ed i ricoprimenti ed orientarle alla meccanica in modo da creare
linguaggi e competenze trasversali tra gli attori della ricerca (ingegneri, fisici, chimici) e tra
questi e il mondo produttivo. Inoltre Sup&rman mira a produrre buona scienza, buona
tecnologia, e trasferirle efficacemente, con specifico riferimento alla Meccanica Avanzata e,
in particolare, attraverso un focus sui ricoprimenti duri ed ultraduri, sulla (nano)tribologia,
sui trattamenti termici, sui sistemi di deposizione misti. Infine il laboratorio ha come
obiettivo l’acquisizione di strumentazione e di personale che consenta di affrontare
tematiche innovative ad un livello di eccellenza nazionale ed internazionale.
Nel contesto del Tecnopolo di Modena gli obiettivi di ricerca riguardano tre temi
principali.
UOR 2.1. Proprietà meccaniche dei materiali e fenomeni di attrito ed usura alla
multiscala. Gli obiettivi sono la comprensione dei regimi di attrito e adesione nei contatti a
singola e multi-asperità, la definizione di modelli predittivi per lo studio delle proprietà
macroscopiche, l’analisi degli effetti di scala sulle proprietà meccaniche dei materiali, il
miglioramento della risposta tribologica di superfici attraverso texturing e
funzionalizzazione.
Le attività di ricerca riguarderanno in primo luogo l’implementazione e la
“specializzazione” di codici numerici per contatti a multi-asperità ovvero l’analisi del
comportamento dell’attrito in funzione della variazione sistematica dei parametri del
modello e la manipolazione AFM controllata di nano-oggetti su differenti tipi di substrati, in
relazione allo studio della meccanica del contatto e della proprietà di attrito in funzione di
parametri sperimentali quali area di contatto, temperatura, umidità.
Inoltre si procederà all’analisi delle variazioni nel comportamento meccanico dei
materiali (plasticità, attriti interni e risposta alle sollecitazioni termiche) passando dalla
macro alla nanoscala, usando metodologie d’indagine quali nanoindentazione con
microscopio a forza atomica (AFM) e tecniche dinamiche (spettroscopie meccaniche). Per
ottimizzare la forma dei campioni in funzione del comportamento meccanico in analisi,
verrà utilizzata la FIB facility per nanostrutturare i materiali in forme ad hoc. In quest’ottica
verranno anche sviluppate delle tecniche di modellazione multiscala per correlazioni fra
proprietà macroscopiche e microstrutture.
Infine si eseguirà lo studio mediante AFM e microtribometro della risposta tribologica
di superfici texturate (e.g., mediante FIB) e di interfacce funzionalizzate con monostrati
auto assemblati (SAM) e lubrificanti. Caratterizzazione microstrutturale di rivestimenti.
UOR 2.2. Rivestimenti e trattamenti superficiali alla micro-nano scala. Gli obiettivi
dell’attività riguardano lo studio e la comprensione del comportamento tribologico e
13
meccanico di rivestimenti superficiali duri, autolubrificanti e compositi per applicazioni
meccaniche; applicazioni di micro e nano filler inorganici per il miglioramento delle
proprietà tribo-meccaniche e l’ottimizzazione di procedure di analisi per caratterizzazioni di
rivestimenti sottili, per determinarne proprietà meccaniche, strutturali, morfologiche,
microtopografiche tridimensionali e chimiche e l’ottimizzazione della acquisizione,
trattamento e gestione di immagini.
Tali obiettivi saranno perseguiti operando nella realizzazione di rivestimenti sottili
compositi (multistrato o multifase) e auto-lubrificanti, principalmente a base carbonio,
grazie anche all’implementazione di sistemi misti (PVD + PECVD) di deposizione in vuoto,
grazie allo studio delle proprietà tribologiche, chimiche e strutturali dei rivestimenti ottenuti
e la loro applicazione a substrati campione e di materiale di interesse meccanico, come
acciai o leghe leggere.
Si procederà, inoltre, alla produzione di micro e nano filler (sotto forma di polveri
nanostrutturate o fili) per applicazioni tribologiche in rivestimenti o materiali compositi (a
base polimerica o metallica) ed alla caratterizzazione di tali materiali ottenuti dal punto di
vista meccanico, per verificarne le prestazioni superficiali e strutturali.
Infine si realizzerà l’implementazione di strumentazioni e di procedure per la
caratterizzazione microtopografica tridimensionale, meccanica e fisico-chimica di
rivestimenti alla micro e nano scala (FIB, spettroscopie superficiali, tribometri,
nanoindentazione con AFM e imaging con sistemi di rilievo laser, a contatto e SEM) e la
personalizzazione di strumenti preesistenti per effettuare indagini in ambito tribologico più
performanti, anche in situazioni limite, come presenza di lubrificante, alta velocità di
rotazione, alti carichi, alta temperatura, etc.
UOR 2.3. Ingegnerizzazione di rivestimenti alla macro-micro scala. Gli obiettivi
relativi al tema indicato riguardano la definizione delle variabili di realizzazione di processi
di ricoprimento e trattamento delle superfici per l’ottenimento di funzionalità superficiali
innovative, la modifica delle proprietà tribologiche attraverso l’impiego di metodologie di
“texturing” superficiale, combinazione di “texturing” e ricoprimenti superficiali e
l’ottimizzazione dei parametri di deposizione di rivestimenti decorativo-funzionali.
Dal punto di vista operativo si procederà, innanzitutto, alla realizzazione e
progettazione di ricoprimenti mediante tecniche elettrochimiche, definizione dei parametri
elettrici (corrente di picco, corrente media, potenziale, tempo di ON, tempo di OFF) e
chimici.
Successivamente si proporrà la progettazione di ricoprimenti tramite processi di
deposizione ad alta temperatura e attraverso la previsione del comportamento di materiali e
substrati in processi di rivestimento spessi (utilizzo della tecnologia HVOF), la definizione
delle variabili operative ed il confronto con i processi convenzionali, per poi passare
all’applicazione del laser alloying superficiale per il rinforzo della superficie di leghe di
alluminio.
Inoltre si proporrà la funzionalizzazione ibrida organica-inorganica di superfici, da
realizzarsi attraverso la sintesi di nuove strutture molecolari, la messa a punto di processi di
applicazione e la determinazione delle proprietà di superficie.
Verranno realizzate “Texturing” (laser e litografia) di superfici metalliche e successive
analisi delle proprietà tribologiche delle superfici texturate e delle stesse funzionalizzate
mediante ricoprimenti superficiali, ricorrendo, quando necessario, alla caratterizzazione
14
meccanica (durezza, adesione, trasmissione delle sollecitazioni) di rivestimenti decorativofunzionali.
UOR 3 – SOFTECH (proff. R. Cucchiara e F. Bonfatti).
È ben noto che, a fronte di un rapido sviluppo del settore ICT e nonostante la natura
dinamica del tessuto economico regionale, il livello di penetrazione delle soluzioni
informatiche nelle industrie e nelle imprese del territorio non è ancora adeguato al
panorama internazionale e ciò rappresenta un fattore di rischio per il mantenimento di
adeguati livelli di competitività.
Lo sviluppo di applicazioni e servizi software rappresenta, dunque, una delle voci di
maggiore costo nella realizzazione dei sistemi informatici sia per le aziende del settore ICT
sia per le aziende meccaniche e manifatturiere. I problemi che si incontrano nello studio,
nello sviluppo e nella diffusione di nuove soluzioni software dipendono da molteplici fattori
fra cui la loro intrinseca complessità, la continua evoluzione degli ambienti di sviluppo, la
necessità di integrare tecnologie capaci di soddisfare le crescenti e mutevoli esigenze degli
utenti, gli investimenti e i tempi richiesti per la loro acquisizione e piena adozione.
In altri termini, lo sviluppo del software richiede forti competenze teorico-pratiche in
settori quali la definizione di algoritmi, l’ingegneria del software e la teoria di
programmazione, l’architettura dei sistemi di calcolo, la gestione delle risorse e
l’interfacciamento con sistemi pre-esistenti. Necessita poi di ampie conoscenze
ingegneristiche, spesso traversali e relative a campi applicativi sempre diversi, per poter
comprendere le specifiche di progetto ed adattare l’applicazione informatica alle esigenze
dell’utenza e dell’ambiente di utilizzazione.
Le attività del Laboratorio SOFTECH saranno organizzate sin dall’inizio secondo tre
linee complementari d’azione orientate allo studio e sviluppo di piattaforme tecnologiche
orizzontali, alla realizzazione di progetti verticali relativi ad applicazioni e servizio
software, alla realizzazione di dimostratori per la diffusione ed il trasferimento tecnologico.
Entrando nel dettaglio delle attività di ricerca verranno innanzitutto indagate
applicazioni informatiche di Visione Artificiale. Il progetto si occupa di un attività di
ricerca orientata a nuovi algoritmi, tecniche e modelli computazionali per la realizzazione di
librerie software innovative di Computer Vision e Machine Vision. Esse saranno
principalmente rivolte ad applicazioni industriali per il settore meccanico e
dell’automazione, per l’ispezione visiva ed il controllo di produzione nel mondo
manifatturiero come nel farmaceutico, ceramico e biomedicale, per l’interfaccia robotica e
la navigazione mobile, per la gestione di dati visuali di telemetria e provenienti dal mondo
automotive.
Un secondo importante tema di ricerca riguarderà lo sviluppo di reti di broker per
l’ottimizzazione logistica in ambito industriale. La ricerca in servizi software per la logistica
nasce nell’ambito di collaborazione con progetti di rilevanza internazionale e
particolarmente della Comunità Europea. L’attività ha per obiettivo la costituzione di una
rete Europea di broker della logistica ognuno dei quali sarà messo nelle condizioni di offrire
alle aziende locali un approccio razionale alla gestione dei trasporti di breve raggio e, in
collaborazione con gli altri broker, soluzioni ottimizzate sul medio-lungo raggio.
Si indagheranno, inoltre, aspetti legati allo sviluppo di sistemi ERP (Enterprise
Resource Planning) open-source per piccole imprese, dedicati alla gestione aziendale
completamente basati su ambienti open-source, con immediati vantaggi in termini di
15
abbattimento dei costi di licenza e di sviluppo distribuito basato su comunità di migliaia di
tecnici interessati a far progredire il progetto.
Infine si tratteranno temi legati con lo sviluppo di sistemi di video-sorveglianza e reti di
sensori per la sicurezza. In questo progetto di ricerca verranno realizzati sistemi hardware e
software per applicazioni di sorveglianza, biometria e sicurezza attraverso il controllo di
zone indoor e outdoor e lo sviluppo di applicazioni software di analisi di video e dati
sensoriali con tecniche avanzate di pattern recognition. La ricerca nel settore della videosorveglianza sta ottenendo buoni risultati per la possibilità del controllo remoto di scene ed
eventi, l’analisi automatica e la generazione di allarmi.
UOR 4 – UNIMORE DESIGN INDUSTRIALE (prof. A. O. Andrisano)
Dal punto di vista della formazione industriale, l’obiettivo delle attività di design industriale
è quello di creare figure professionali di elevato profilo nel settore della rappresentazione
digitale e dello sviluppo di prodotti di stile che, oltre a solide basi culturali e tecniche,
possano vantare una vasta esperienza applicativa ed una ottima confidenza con i più
moderni ed innovativi strumenti informatici di tipo professionale.
Dal punto di vista scientifico il centro sviluppa tematiche di ricerca applicata
nell’ambito della progettazione integrata, del “collaborative design validation”, del “virtual
prototyping exploration”, della “simulazione real time” e dei concetti di “digital mock up”
applicati allo sviluppo di nuovi prodotti/processi, principalmente nei settori della Meccanica
Avanzata, dell’automotive, del biomedicale e della produzione ceramica di alta e altissima
gamma che rappresentano, tradizionalmente, un importante bacino di interesse per la
simulazione integrata, l’Industrial Design e per lo sviluppo di ambienti interattivi virtuali
all’interno dei quali valutare l’interazione uomo-macchina ed i suoi effetti in ambito
industriale, come mostrato in Fig. (5).
Grazie alle forte interdisciplinarietà applicativa delle tecnologie implementate, il centro
si propone anche per lo sviluppo di attività scientifiche in collaborazione con i settori più
avanzati della biologia, della medicina e della chirurgia, dove la rappresentazione grafica di
organi e strutture interne può rappresentare un importante valore aggiunto
nell’addestramento dei giovani medici e nella pianificazioni di interventi ad alto rischio.
Il centro di eccellenza, inoltre, fornisce servizi specifici per l’innovazione industriale
che mirano a soddisfare le esigenze del territorio modenese in merito alla progettazione
digitale di prodotti di stile, all’analisi ergonomica e di usabilità di beni di consumo, alla
rappresentazione grafica interattiva fotorealistica ed alla configurazione di prodotto in
ambiente di realtà virtuale ed aumentata.
Ulteriore campo di sviluppo è rappresentato dalla collaborazione con i settori della
museologia scientifica e dei beni culturali per i quali sono già in atto, in diverse strutture
nazionali ed internazionali, importanti esempi di utilizzo di tecniche di rappresentazione
grafica avanzata e realtà virtuale nella creazione di servizi informatici ipermediali ed
interattivi per l’accesso ad ambienti virtuali di interesse storico e la consultazione di
cataloghi virtuali di beni esposti.
Per riuscire a raggiungere tali obiettivi sarà fondamentale focalizzarsi sulle tecnologie
di simulazione della fabbrica digitale sull’intero ciclo di vita dei sistemi di produzione. In
relazione a tale ambito si acquisiranno e si impiegheranno le nuove strumentazioni
necessarie all’implementazione di ambienti di sviluppo in realtà virtuale e aumentata.
16
Figura 5. Tipiche aree di applicazione dei sistemi di VR.
L’approccio in realtà virtuale, la cui offerta sul territorio modenese appare, al momento,
carente, nonostante già fortemente auspicato dal territorio, consentirà di studiare ed
ottimizzare i prodotti industriali, oltre che dal punto di vista dell’efficacia funzionale e della
producibilità, anche da quello della loro accessibilità ed ergonomia.
Il teatro virtuale, in particolare, sarà messo a disposizione di studenti, ricercatori e
tecnici aziendali per lo sviluppo e la validazione di metodi progettuali di tipo collaborativo
e per la prototipazione virtuale (Engineering), per la verifica di progetti complessi, l’analisi
e la soluzione delle principali problematiche di assemblaggio, usabilità ed ergonomia
(Analisys), per lo studio e la gestione delle complesse dinamiche di collaborazione con
clienti e fornitori tipiche delle moderne virtual enterprises (supplier and customer relations),
per la razionalizzazione e l’ottimizzazione delle attività di configurazione prodotto
(Marketing) e, infine, per il perfezionamento della fase di studio estetico dei prodotti
(Styling) in un’ottica di effettiva riduzione del time to market e di efficace integrazione con
ambienti di sviluppo già diffusi a livello aziendale, quali sistemi 3D CAD/CAE/CAM ed
architetture PLM.
Ringraziamenti
Gli autori vogliono ringraziare la struttura del laboratorio INTERMECH del Distretto per
l’Alta Meccanica della regione Emilia Romagna per il supporto alle attività di ricerca e
ASTER – Associazione Scienza e Tecnologia Emilia-Romagna – per il coordinamento della
HTN (High Tecnology Network) e della Piattaforma Meccanica.
BIBLIOGRAFIA
[1] Misc. A., 2009, “Bando POR FESR 2007-2013, Asse 1 - Ricerca industriale e trasferimento
tecnologico, I.1.1 Creazione di tecnopoli per la ricerca industriale e il trasferimento tecnologico,
Manifestazione di interesse del 19 maggio 2008, Manifestazione di Interesse per il Tecnopolo di
Modena”, Regione Emilia-Romagna.
17
[2] Misc. A. 2008, “Programma Regionale per la Ricerca Industriale, l’Innovazione e il Trasferimento
Tecnologico, Misura 4 “Sviluppo di rete”, Azione A – Laboratori di ricerca e trasferimento
tecnologico, Bando del 26 novembre 2007 (DGR n. 1853/07), Laboratorio InterMech”, Regione
Emilia-Romagna
[3] Misc. A., http://www.intermech.unimore.it
[4] In Proceedings, Andrisano A. O., Bertacchi G., Bertini S., Bonaretti P., Leali F., Moretti G.,
Pellicciari M., Pini F., 2006, “Innovative research model for the integrated design and simulation of
robotic cells in an Italian University - Industry partnership”. In International Congress on Graphic
Engineering “Design and Innovation" - XVIII INGEGRAF, (Barcelona, Spain, May 30 - June 2).
[5] Misc. A., 2009, “Regolamento di funzionamento del Centro Interdipartimentale per la Ricerca
Applicata e i Servizi nel Settore della Meccanica Avanzata e della Motoristica”, Università degli
Studi di Modena e Reggio Emilia.
[6] Misc. A., 2007, “Programma operativo regionale 2007-2013, Decisione C(2007) 3875 –
07.08.2007, Codice CCI n. 2007 IT 16 2 PO 002, Fondo europeo di sviluppo regionale Obiettivo
competitività regionale e occupazione”, Regione Emilia-Romagna.
18
APPLICATION OF SPECTRAL ANALYSIS
TO VIBRATING PLATES OF GENERAL SHAPE
Giuseppe Catania
Department of Mechanical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Silvio Sorrentino
Department of Mechanical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. Lightweight plate structures are widely used in many engineering applications,
their analysis and design calling for fast computational methods. This paper is aimed at
investigating the possibility of adopting a set of eigenfunctions evaluated from a simple
stucture as a general basis for the analysis of arbitrary-shaped plates with general
boundary conditions in the Rayleigh-Ritz condensation method. The proposed technique is
applied to skew plates, plates with curved edges, sector circular plates and annular elliptic
plates, in conjunction with non standard boundary conditions. The results are compared to
those available in the literature and using finite element analysis.
Keywords: vibrating plates, spectral methods, coordinate mapping.
1. INTRODUCTION
In the recent decades, lightweight plate structures have been widely used in many engineering
and practical applications. Analysis and design of such structures call for efficient
computational tools, since exact analytical solutions for vibrating plates are currently known
only for certain elementary shapes in conjunction with a few basic boundary conditions [1].
For the analysis of plates of arbitrary shape, or with general boundary conditions, numerical
methods such as the finite difference method, the finite element method or the finite strip
method are usually applied to the problem.
Vibration analyses of plates of different shapes have been carried out extensively by
several researches. Durvasula [2] computed the natural frequencies of clamped skew plates,
Babu and Reddy [3] studied skew orthotropic plates by means of the finite strip method,
Ramakrishnan and Kunukkasseril [4] studied the free vibration of annular sector plates,
Cheung et al. [5] analyzed arbitrarily shaped plates by mapping the Cartesian coordinate
system into the natural coordinate plane by means of serendipity shape functions using
polynomial splines as displacement functions, Mizusawa [6] studied skew plates with different
boundary constraints, Geannakakes [7] applied the semi-analytical finite strip method for the
analysis of arbitrarily shaped plates using Hermitian polynomials as shape functions.
In the present study the problem of arbitrary-shaped vibrating Kirchhoff plates with
general boundary conditions is analyzed using the Rayleigh-Ritz method [8]. The solution
19
is expressed in terms of a linear combination of functions, which in the present study are
selected as products of eigenfunctions of homogeneous uniform prismatic beams in flexural
vibration [9]. General boundary conditions are introduced in the functional of the potential
energy by additional terms, and polynomial interpolations are implemented for mapping the
shape of the plate in Cartesian coordinates into natural coordinates [5-7]. Flexural free
vibration analysis of different shaped plates is then performed: skew plates, plates with
parabolic edges, circular sector plates, annular elliptic plates. The proposed method can be
directly applied also to variable thickness plates and nonhomogeneous plates, with variable
density and stiffness. Purely elastic plates are considered; however the method may also be
applied to the analysis of viscoelastic plates, as proposed by Catania et al. [10-11].
2. MAPPING TECHNIQUE
An arbitrary-shaped plate in Cartesian coordinates x,y can be expressed by the mapping of
a square plate defined in its natural coordinates [,K [5], as shown in Fig. (1). The (generally
non conformal) mapping of the Cartesian system can be expressed as:
x([ ,K )
p
¦ xi Pi ([ ,K ),
p
¦ y P ([ ,K )
y ([ ,K )
(1)
i i
i 1
i 1
where xi, yi (i = 1, 2, … p) are the coordinates of p points on the boundary of the plate and
Pi are interpolation functions.
In order to evaluate the differential operators needed in plate analysis, the following
relations can be written in the form:
­w ½
° w[ °
° °
® ¾
°w °
°¯ wK °¿
­w½
°° wx °°
J ® ¾ , J ([ ,K )
°w°
°¯ wy °¿
ª p
«¦ xi
«i 1
« p
«¦ xi
¬i 1
wPi
w[
wPi
wK
4
(–1,–1)
i
(2)
(0,1)
(–1,1)
(1,1)
4
3
[
1
¦y
K
K
(–1,1)
wPi º
»
w[ »
i 1
M
wP »
yi i »
¦
wK ¼
i 1
M
(–1, 0) 8
2
1
(1,–1)
(–1,–1)
7
(1,1)
3
9 (0,0)
6 (1,0)
5
2
(1,–1)
(0,–1)
Fig. 1. Linear (left) and quadratic Lagrange (right) regions.
20
[
and consequently:
­ w2 ½
° 2 °
° wx °
2
°° w °°
® 2 ¾
° wy °
° w2 °
°
°
°¯ wxwy °¿
ª­ w 2 ½
º
«°
»
2 °
­ w ½»
« ° w[ °
° °
2
« °° w °°
° w[ °»
A «®
B
¾
®
¾»
2
« ° wK °
° w °»
«° 2 °
°¯ wK °¿»
«° w °
»
«¬ °¯ w[wK °¿
»¼
­ w2 ½
° 2 °
° w[ °
° w2 °
°
2 °
° wK °
°° 2 °°
C® w ¾, C
° w[wK °
° w °
°
°
° w[ °
° w °
°
°
°¯ wK °¿
>A
AB @
(3)
with:
A([ ,K )
B([ ,K )
2
ª J 222
J12
2J12 J 22 º
1 «
»
2
2
J 21
J11
2J11J 21 »
2
«
det [J ]
« J 21J 22 J11J12 J11J 22 J12 J 21 »
¬
¼
ª J 22 J11,[ J 21J12,[ J11J12,[ J12 J11,[ º
1
«
»
J 22 J 21,K J 21J 22,K J11J 22,K J12 J 21,K »
«
det[J ]
« J 22 J11,K J 21J 22,[ J11J 22,[ J12 J11,K »
¬
¼
(4)
where the subscripts [ and K denote differentiation with respect to the spatial variables. The
elements in the Jacobian matrix J as well as those in matrices A and B depend on the
mapping of the Cartesian coordinate system.
3. ANALYSIS TECHNIQUE
An isotropic homogeneous Kirchhoff rectangular plate in free flexural vibration is considered
[12]. The functional of the total potential energy can be written as the sum of a term U due
to the strain energy of the system plus a term V representing the potential of all applied
loads (including the inertial forces), and a term 'V taking into account lumped and
distributed elastic constraints:
3 U V 'V
(5)
The potential of the strain energy can be written in terms of second order derivatives of
the out-of-plane displacement w:
U
1
D ª wxx2 wyy2 2Q wxx wyy 2(1 Q ) wxy2 º¼ dS , dS ([ ,K )
2 ³S ¬
21
det[J ] d[ dK
(6)
In Eqn. (6) the subscripts denote differentiation with respect to the spatial variables, S
is the spatial domain and D is the flexural stiffness of the plate, which can be expressed as a
function of the Young’s modulus E, the Poisson’s ratio Q and the thickness of the plate h [12]:
Eh3
12(1 Q 2 )
D
(7)
In the present formulation the inertial forces are included in the potential of applied
loads:
³
V
S
U h wwdS
(8)
where Uh denotes the mass per unit area of the plate. The additional term 'V in Eqn. (5) is
considered to take into account lumped and distributed elastic constraints. In the case of
translational constraints it can be expressed in the form:
'V
­J constraint domain
1
N w2 dJ , ®
2 ³J
¯N ( x, y) distributed stiffness
(9)
In Eqn. (9) J can refer to surfaces, lines and separate points. Terms 'V with rotational
stiffness may be included as well, for modelling rotational constraints.
The out-of-plane displacement w is expressed by means of a linear combination of shape
functions [8-9]. If external constraints do not explicitly appear in the functional of Eqn. (5), i.e.
'V = 0, then each of these functions must respect the essential conditions at the boundary of the
plate (also known as principal or kinematic conditions).
In the present study the shape functions are selected as products of homogeneous
uniform prismatic beam eigenfunctions I. In natural coordinates they can be expressed as:
N[
NK
¦¦ q
w
ij
(t ) Ii ([ ) I j (K )
(10)
i 1 j 1
where N[ and NK are the number of beam eigenfunctions in the [ and K parametric
directions, respectively. If an integer n is assigned at any combination i, j, then the flexural
displacement Eqn. (10) can be rewritten as:
N
w
¦q
n
In ([ ,K ) Ÿ w I7 q
(11)
n 1
where N = N[uNK and q is the generalized coordinate vector.
Introducing the displacement expansion Eqn. (11) in the quadratic functional Eqn. (5),
and imposing the stationarity of the potential energy [13]:
w3
wq
22
0
(12)
yields the approximate natural eigenfrequencies of the plate by solving the algebraic
eigenproblem:
[K 'K ] q
Mq
0
(13)
Q (Ixx IyyT Iyy IxxT ) 2(1 Q )(IxyIxyT )] dS
(14)
where:
³ U (II ) dS
K ³ D[I I I I
'K ³ N (II ) dS
M
7
h
s
T
xx xx
s
T
yy yy
7
s
are the mass matrix and stiffness matrix, computed according to Eqns. (8), (6) and (9)
respectively. The integrals in Eqn. (14) can be computed in the natural coordinates [ and K
through Eqns. (3) and (4). In particular, the stiffness matrix K can be computed by means
of the following expression:
Iˆ [I[[
IKK
I[K
I[
IK ] Ÿ K
³ D Iˆ [L] Iˆ
s
det[J ] d[ dK
(15)
where the elements in the symmetric 5u5 matrix L are given by:
L11
2
2
C11
C221 2Q C11C21 2(1 Q )C31
L 22
2
2
2
C12
C22
2Q C12 C22 2(1 Q )C32
L33
2
2
C13
C223 2Q C13 C23 2(1 Q )C33
L 44
2
2
2
C14
C24
2Q C14 C24 2(1 Q )C34
L55
2
2
2
C15
C25
2Q C15 C25 2(1 Q )C35
L12
L 21
C11C12 C21C22 Q (C11C22 C12 C21 ) 2(1 Q )C31C32
L13
L31
C11C13 C21C23 Q (C11C23 C13 C 21 ) 2(1 Q )C31C33
L14
L 41
C11C14 C21C24 Q (C11C24 C14 C21 ) 2(1 Q )C31C34
L15
L51
C11C15 C21C25 Q (C11C25 C15 C21 ) 2(1 Q )C31C35
L 23
L32
C12 C13 C22 C23 Q (C12 C23 C13 C22 ) 2(1 Q )C32 C33
L 24
L 42
C12 C14 C22 C24 Q (C12 C24 C14 C22 ) 2(1 Q )C32 C34
L 25
L52
C12 C15 C22 C25 Q (C12 C25 C15 C22 ) 2(1 Q )C32 C35
L34
L 43
C13 C14 C23 C24 Q (C13 C24 C14 C23 ) 2(1 Q )C33 C34
L35
L53
C13 C15 C23 C25 Q (C13 C25 C15 C23 ) 2(1 Q )C33 C35
L 45
L54
C14 C15 C24 C25 Q (C14 C25 C15 C24 ) 2(1 Q )C34 C35
(16)
Each element of matrix L is a functions of the Poisson’s coefficient and of the elements in
matrix C, Eqn. (3).
23
4. NUMERICAL EXAMPLES
Three example cases are considered, the first one regarding skew plates with different
boundary conditions and angles of inclination, the second one regarding plates with curved
parabolic edges, the third one regarding sector and annular plates with circular or elliptic
shapes and different boundary conditions. In all cases the dimensionless frequency
parameters O2 are computed according to the above described technique. The natural
frequencies are then given by:
Z
O2
D
a2
Uh
(17)
where a is a reference-length parameter.
The shape functions are selected in the form of products of beam eigenfunctions: freefree, clamped-clamped, clamped-free and simply supported at both ends [12].
Skew plates
A skew plate as represented in Fig. (2) is considered, with b = a and different angles D. For
a plate with straight edges, the interpolation functions can be defined in the form:
Pi ([ ,K )
(1 [i[ )(1 KiK ) / 4 i 1, 2,3, 4
(18)
in which [i and Ki are the natural coordinates of the i-th corner, as shown in Fig. (1).
Introducing the coordinates of points 1 to 4 in Eqn. (18) yields the coordinate mapping:
°­ x
®
°̄ y
>(1 [ ) sin D (1 K )@ / 2
(19)
cos D (1 K ) / 2
In this case the determinant of the Jacobian matrix J is constant.
Example 1. A skew plate clamped on all edges is considered as first example: note that
in this case the solution does not depend on the Poisson’s ratio Q. In Tab. (1), the
dimensionless frequencies computed using 6u6 clamped-clamped beam eigenfunctions
(NuN = 36 global dofs) are compared with those reported in Refs. [2] and [7]. Shapes of modes
1 and 5 are plotted in Fig. (3).
y
4
a
D
1
y
3
D
b
2
1
x
a
4
3
r
b
2
x
Fig. 2. Skew plate (left) and skew plate with annular support (right).
24
0.5
0.5
0
0
0
0.6
0.2
-0.5
0.4
0.6
0.6
0
0.4
0.2
0.8
0.4
1
0.4
0.6
0.2
1.2
0.8
1.4
1
1.6
0.2
1.2
0
1.4
1.6
Fig. 3. Clamped skew plate (D = S / 4, a = 1): modes 1 (left) and 5 (right).
Table 1. Example 1. Dimensionless frequency parameter O2/S2.
Mode
D [°]
1
0
15
30
45
0
15
30
45
0
15
30
45
0
15
30
45
0
15
30
45
0
15
30
45
0
15
30
45
0
15
30
45
Ref. [2]
Ref. [7]
Present approach
[6u6 dofs]
2
3
4
5
6
7
8
3.647
3.870
4.675
6.680
7.438
7.388
8.277
10.8
7.438
8.377
10.69
15.1
10.970
11.12
12.11
16.1
13.338
14.09
16.79
20.2
13.399
14.72
16.80
23.5
16.734
15.99
18.98
25.6
16.734
18.70
–
–
25
3.647
3.869
4.668
6.660
7.439
7.389
8.275
10.871
7.440
8.372
10.649
15.324
10.971
11.112
12.129
15.953
13.361
14.113
16.816
20.758
13.430
14.749
16.882
23.638
16.752
16.022
18.918
26.823
16.752
18.770
22.772
30.490
3.647
3.878
4.676
6.680
7.439
7.389
8.278
10.817
7.439
8.378
10.691
15.147
10.971
11.118
12.110
16.109
13.340
14.091
16.790
20.241
13.401
14.729
16.802
23.464
16.736
15.991
18.980
25.597
16.736
18.704
22.329
29.636
0
Example 2. As a second case, a free plate simply supported on an annular constraint as
represented in Fig. (3) is considered. The angle of inclination is D = S / 6 and the radius of
the support is r = 0.3. The equation describing the shape of the support J, expressed in
polar form, can be given in natural coordinates using Eqn. (19):
­[
®
¯K
2r (cos - tan D sin - )
2r sin - / cos D
(20)
The frequencies computed using 6u6 to 12u12 free-free beam eigenfunctions (assuming Q
= 0.3 and N = 109uD/a3) are reported in Tab. (2), where they are compared with those
computed with the finite element method (15912 dofs, using quadratic serendipity plane
elements with 8 nodes each). Shapes of modes 1 and 3 are plotted in Fig. (4).
Table 2. Example 2. Dimensionless frequency parameter O2 (Q = 0.3, D = S / 6, r = 0.3).
Mode
1
2
3
4
5
FEM
Present approach
6u6 dofs
8u8 dofs
15.013
16.671
53.532
60.943
62.272
14.873
16.397
51.883
57.217
60.392
10u10 dofs 12u12 dofs
14.814
16.295
51.157
56.872
59.644
14.773
16.234
50.841
56.741
59.317
14.652
16.012
49.563
55.967
57.900
1715 elements, 5304 nodes, 15912 dofs.
0.5
0.4
0
0.2
0
-0.5
0.8
0.8
0.7
0.6
0.6
0.5
0.4
0.4
0.3
1.5
0.2
0.2
1
1.5
0.1
1
0
0.5
0
0
0.5
0
Fig. 4. Skew plate with annular support (Q = 0.3, D = S / 6, a = 1, r = 0.3):
modes 1 (left) and 3 (right).
26
Plates with curved edges
A plate with curved parabolic edges as represented in Fig. (5) is considered. Since in Eqn.
(1) the number of boundary points with predefined coordinates should be increased
according to the polynomial order of the edges, in this example the quadratic Lagrange
function is adopted:
Pi ([ ,K ) [K ([ [i )(K Ki ) / 4
i 1, 2,3, 4
Pi ([ ,K ) K (K Ki )(1 [ ) / 2
i
5, 7
Pi ([ ,K ) [ ([ [i )(1 K ) / 2
i
6,8
Pi ([ ,K )
i
9
2
2
(1 [ 2 )(1 K 2 )
(21)
where the numbering convention is shown in Fig. (1). Introducing the coordinates of points
1 to 9 in Eqn. (21) yields the coordinate mapping:
2
°­ x [ (K 1)
®
2
°̄ y K (3 [ )
(22)
Example 3. A plate clamped on all edges is considered: the solution in this case does
not depend on Q. In Tab. (3), the dimensionless frequencies computed using 6u6 clampedclamped beam eigenfunctions (NuN = 36 global dofs) are compared with those obtained
using the finite element method (48 dofs and 8463 dofs, using quadratic serendipity plane
elements with 8 nodes each). Shapes of modes 1, 2, 5 and 6 are plotted in Fig. (6).
4
y
7
3
2
4
3
1
a
9
8
0
x
6
-1
-2
1
2
-3
-4
-3
5
-2
-1
0
1
2
Fig. 5. Plate with curved edges.
27
3
Table 3. Example 3. Dimensionless frequency parameter O2.
Mode
Present approach [6u6 dofs]
FEM
FEM
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
4.195
4.288
6.338
8.109
9.029
9.058
10.897
14.057
14.087
14.580
4.650
6.047
11.887
12.296
15.969
–
–
–
–
–
4.164
4.260
6.320
8.093
8.960
8.963
10.837
13.840
13.998
14.434
9 elements, 48 dofs; 900 elements, 8463 dofs.
Example 4. A free plate on all edges is considered, assuming Q = 0.3. In Tab. (4), the
dimensionless frequencies computed using 6u6 and 12u12 free-free beam eigenfunctions
(with NuN = 144 global dofs) are compared with those obtained using the finite element
method (8463 dofs). Note that in this case the convergence is slower than in the case of the
clamped plate, Tab. (3). Shapes of modes 4, 5, 6 and 9 are plotted in Fig. (7). The first three
modes are rigid body motions.
0.5
0.5
0
0
3
-0.5
3
2
2
1
1
2
0
0
1
-1
-2
2
-1
-3
1
-1
0
0
-2
-2
-1
-3
Mode 1
-2
Mode 2
0.5
0.5
0
0
-0.5
3
-0.5
3
2
2
1
1
2
0
1
-1
0
-2
-1
-3
1
-1
0
-2
2
0
-1
-3
-2
-2
Mode 6
Mode 5
Fig. 6. Clamped plate with curved edges (a = 1): modes 1, 2, 5 and 6.
28
Table 4. Example 4. Dimensionless frequency parameter O2 (Q = 0.3).
Mode
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
FEM
Present approach
6u6 dofs
12u12 dofs
0
0
0
0.655
0.733
1.875
2.101
2.268
2.461
3.795
0
0
0
0.634
0.717
1.813
2.085
2.161
2.439
3.614
0
0
0
0.620
0.650
1.689
2.062
2.094
2.424
3.369
900 elements, 2821 nodes, 8463 dofs.
0.5
0.5
0
0
-0.5
3
-0.5
3
2
2
1
0
1
2
0
1
-1
2
0
-2
1
-1
-1
-3
0
-2
-2
-1
-3
Mode 4
-2
Mode 5
0.5
0.5
0
0
-0.5
3
-0.5
3
2
2
1
1
0
2
1
-1
0
-2
-1
-3
1
-1
0
-2
2
0
-1
-3
-2
Mode 6
Mode 9
Fig. 7. Free plate with curved edges (Q = 0.3, a = 1):
modes 4, 5, 6 and 9 (1 to 3 are rigid body modes).
29
-2
y
b
3
rb
4
D
1
ra
2
a
x
Fig. 8. Sector or annular plate.
Sector, annular, circular and elliptic plates
Circular plates are special cases of elliptic plates and are quite simple to analyze using
polar coordinates, since the solution can be expressed in the form of Bessel functions for all
the nine cases for inner and outer boundary conditions [14]. When compared with the
amount of information available for cicular plates, studies on the vibration of elliptic plates
are limited, especially on elliptic annular plates [15]. The main difficulty in studying
elliptic plates is the choice of coordinates: elliptic coordinates can be used with the exact
mode shape in the form of Mathieu functions, but they are quite cumbersome to handle
[15-16].
In the present study a general case is considered, consisting of a sector elliptic plate as
represented in Fig. (8). Annular elliptic plates, sector circular plates and annular circular
plates can be considered as special cases, and they can be solved following the same
approach within the proposed technique. In this case the domain mapping can be given in
polar coordinates:
­
°x
°°
®
°y
°
°̄
a [(1 r )[ r ]
1 k 2 1 sin 2 (DK )
a [(1 r )[ r ]
1 k 2 1 sin 2 (DK )
cos(DK )
[  [0,1]
sin(DK )
K  [0,1]
(23)
where D  (0,2S] is the sector angle, a and b are the lengths of the major and minor
semiaxes of the external ellipse, k = a/b is their ratio, aur and bur, r  [0,1), are the lengths
of the major and minor semiaxes of the internal ellipse. Clearly, D = 2S yields a circular or
elliptic annular plate, D = 2S and r = 0 yields a circular or elliptic plate and k = 1 yields a
circular annular plate. In the latter case Eqn. (23) reduces to the simpler form:
­ x a [(1 r )[ r ]cos (DK )
®
¯ y a [(1 r )[ r ]sin (DK )
30
[  [0,1]
K  [0,1]
(24)
If D = 2S (annular plate) the shape functions along the K coordinate can be selected as
terms of the Fourier series:
­cos (2S iK )
¯sin (2S jK )
i
I (K ) ®
0,1, 2...
(25)
j 1, 2,3...
Example 5. A circular sector plate simply supported on the straight edges and free on the
curved ones with k = 1, a = 2, r = 0.5, D = S / 4 and Q = 0.3 is considered. In Tab. (5), the
dimensionless frequencies O computed using 8u8 free-free and simply supported beam
eigenfunctions (64 global dofs) are compared with those reported in Refs. [4] and [7].
Shapes of modes 1 and 4 are plotted in Fig. (9).
Example 6. A circular annular plate (D = 2S ) is considered, clamped on the external
edge and free on the internal one, with k = 2, a = 1, r = 0.4 and Q = 1/3. In Tab. (6), the
dimensionless frequencies O2 computed using 4 (clamped-free) u 22 (Fourier) eigenfunctions
(88 global dofs) are compared with those reported in Ref. [15], computed using boundary
characteristic othogonal polynomials in two dimensions as shape functions. Note that the
frequency parameters O2 of modes 2 and 3 must be the same for symmetry reasons: the
differences reported in Ref. [15] descend from computational errors (the same holds for modes
4-5, 6-7, 8-9, and so on).
Table 5. Example 5. Dimensionless frequency parameter O (Q = 0.3, D = S / 4, k = 1, r = 0.5).
Mode
Ref. [4]
Ref. [7]
Present approach
[8u8 dofs]
1
2
3
4
2.2950
4.0850
4.5167
6.0545
2.2953
4.0845
4.7529
6.0506
2.3005
4.0894
4.5293
6.0531
0.5
0.5
0
0
1.5
-0.5
1.5
2
1
1.8
2
1.8
1
1.6
1.6
1.4
1.4
0.5
1.2
0.5
1.2
1
1
0
0.8
0.8
0
0.6
0.6
Fig. 9. Simply supported-free circular sector plate (Q = 0.3, D = S / 4, k = 1, a = 2, r = 0.5):
modes 1 (left) and 4 (right).
31
Table 6. Example 6. Dimensionless frequency parameter O2 (Q = 1/3, k = 1, r = 0.4).
Mode
Ref. [15]
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
13.501
19.460
19.477
31.736
32.055
47.812
47.893
66.810
66.937
–
72.000
72.031
86.608
Present approach
4u22 dofs
10u1 dofs
13.534
19.423
19.423
31.410
31.410
47.002
47.002
66.242
66.242
67.014
71.916
71.916
85.504
13.518
–
–
–
–
–
–
–
–
66.965
–
–
–
The dimensionless frequencies of modes 1 and 10 (symmetric-symmetric modes)
computed using 10 (clamped-free) u 1 (constant) eigenfunctions only are shown in Tab. (6).
This example shows how an appropriate choice of eigenfunctions can significantly improve
the accuracy of the method on some modes even with a small number of global dofs.
Shapes of modes 1, 3, 9, 10, 12 and 13 are plotted in Fig. (10). Note that letting r o 0, the
frequency results computed by means of the proposed method converge towards those of a
full circular plate. For example, the exact dimensionless frequencies of modes 1 and 6 of a
clamped circular plate are O21 = 10.22 and O26 = 39.77 [14], while the same frequencies
computed using 14 (clamped-free) u 1 (constant) eigenfunctions within the proposed
approach are O21 = 10.23 and O26 = 39.91.
Example 7. An elliptic annular plate (D = 2S ) is considered, clamped on the external
edge and free on the internal one, with k = 2, a = 1, r = 0.4 and Q = 1/3. In Tab. (7), the
dimensionless frequencies O2 computed using 4u11, 7u11 and 4u22 (44, 77 and 88 global
dofs) eigenfunctions are compared with those reported in Ref. [15]. Note how the different
composition of eigenfunction sets in the cases 7u11 and 4u22 affects the results: the 7u11
set yields better results on modes 2 and 3, while the 4u22 set on modes 1, 4, 5 and 6.
Shapes of modes 1 to 6 are plotted in Fig. (11).
Table 7. Example 7. Dimensionless frequency parameter O2 (Q = 1/3, k = 2, r = 0.4).
Mode
Ref. [15]
1
2
3
4
5
6
36.347
41.041
54.029
62.686
77.093
82.638
Present approach
4u11 dofs
7u11 dofs
4u22 dofs
36.398
41.516
55.828
65.382
77.605
86.545
36.382
41.283
55.114
64.625
77.287
86.362
36.298
41.428
55.349
63.759
76.327
82.690
32
1
1
0.5
0.5
0
0.5
0
-0.5
0
-0.5
-1
-1
-0.5
1
1
0.5
0
0.5
0
0
-0.5
-0.5
-1
Mode 3
Mode 1
0.5
0.5
0
0
-0.5
1
-0.5
1
1
0.5
0.5
0
1
0.5
0.5
0
-0.5
0
0
-0.5
-1
-1
-0.5
-0.5
-1
-1
Mode 9
-1
Mode 10
0.5
0.5
0
0
-0.5
1
-0.5
1
1
0.5
0.5
0
0
-1
0.5
0
-0.5
-0.5
1
0.5
0
-0.5
-1
-0.5
-1
Mode 12
-1
Mode 13
Fig. 10. Clamped-free circular annular plate (Q = 1/3, k = 1, a = 1, r = 0.4):
modes 1, 3, 9, 10, 12, 13.
33
1
0.5
0.5
0
0
0.5
0
-0.5
-0.5
1
-1
-0.5
0
0.5
0
0
-0.5
0.5
-1
Mode 2
Mode 1
0.5
0.5
0
1
0
1
0.5
-0.5
-0.5
0.5
0
0
0
0
-0.5
0.5
-0.5
0.5
-1
-1
Mode 3
Mode 4
0.5
0.5
1
0
1
0
0.5
0.5
-0.5
-0.5
0
0
0
0
-0.5
0.5
-0.5
0.5
-1
-1
Mode 6
Mode 5
Fig. 11. Clamped-free elliptic annular plate (Q = 1/3, k = 2, a = 1, r = 0.4): modes 1 to 6.
34
5. CONCLUSIONS
In the present study the problem of arbitrary-shaped vibrating Kirchhoff plates was
analyzed using the Rayleigh-Ritz method. General boundary conditions were introduced in
the functional of potential energy, and natural coordinates were employed to express the
geometry of plates of arbitrary shape in a simple form. Flexural free vibration analysis of
different shaped plates was performed, showing the effectiveness of the method. The flexural
frequencies obtained were compared with those found in the literature and with those of
standard finite element analysis, and the results were in very good agreement.
Future studies will be devoted to analyze the effectiveness of varying the composition
of a given set of such functions.
Acknowledgements
The present study was developed within the LAV-INTERMECH, with the contribution of
the Regione Emilia Romagna, PRRIITT, misura 3.4, azione A, obiettivo 2.
REFERENCES
[1] Leissa. A.W., 1977, “Recent research in plate vibrations: classical theory”, The Shock and
Vibration Digest 9 (10), pp. 13-24.
[2] Durvasula. S., 1969, “Natural frequencies and modes of clamped skew plates”, American Institute
of Aeronautics and Astronautics Journal 7, pp. 1164-1167.
[3] Babu, P.V.T., Reddy, D.V., 1971, “Frequency analysis of skew orthotropic plates by the finite
strip method”, Journal of Sound and Vibration 18 (4-5), pp. 465-474.
[4] Ramakrishnan, R., Kunukkasseril, V., 1973, “Free vibration of annular sector plates”, Journal of
Sound and Vibration 30, pp. 127-129.
[5] Li, W.Y., Cheung, Y.K., Tham, L.G., 1986, “Spline finite strip analysis of general plates”,
Journal of Engineering Mechanics 112, pp. 43-54.
[6] Mizusawa. T., Kajita. T., Naruoka. M., 1980, “Analysis of skew plate problems with various
constraints”, Journal of Sound and Vibration 73 (4), pp. 575-584.
[7] Geannakakes, G., 1990, “Vibration analysis of arbitrarily shaped plates using beam characteristic
othogonal polynomials in the semi-analytical finite strip method”, Journal of Sound and Vibration
137 (2), pp. 283-303.
[8] Ritz, W., 1909, “Theorie der transversalschwingungen einer quadratischen Platte mit freien
Rändern”, Ann. Physik 28, pp. 737-786.
[9] Catania, G., Sorrentino, S., 2009, “Rayleigh-Ritz analysis of vibrating plates based on a class of
eigenfunctions”. In proceedings of ASME IDETC/CIE 2009, San Diego, USA, August 30 September 2.
[10] Catania, G., Sorrentino, S., 2007, “Discrete spectral modelling of continuous structures with
fractional derivative viscoelastic behaviour”. In proceedings of ASME IDETC/CIE 2007, Las Vegas,
USA, September 4-7.
[11] Catania, G., Fasana, A., Sorrentino, S., 2008, “A condensation technique for the FE dynamic
analysis with fractional derivative viscoelastic models”, Journal of Vibration and Control 14 (9-10), pp.
1573-1586.
35
[12] Timoshenko, S., Young, D.H., Weaver, W., 1974. Vibration problems in engineering, 4th
edition, Wiley, New York, USA.
[13] Cook, R.D., Malkus, D.S., Plesha, M.E., Witt, R.J., 2002. Concepts and applications of finite
element analysis, 4th edition, Wiley, New York, USA.
[14] Blevins, R.D., 1979-2001. Formulas for natural frequency and mode shape, Krieger, Malabar,
USA.
[15] Chakraverty, S., 2009. Vibration of plates, CRC Press, New York, USA.
[16] Leissa, A.W., 1969. Vibration of Plates, Nasa SP 160, U.S. Government Printing Office,
Washington D.C., USA.
36
CONDITION MONITORING BY MEANS OF VIBRATION
ANALYSIS TECHNIQUES: SOME CASE STUDIES
Marco Cavallari
Engineering Department in Ferrara (EnDIF),
University of Ferrara, Italy
E-mail: [email protected]
Gianluca D’Elia
Engineering Department in Ferrara (EnDIF),
University of Ferrara, Italy
E-mail: [email protected]
Simone Delvecchio
Engineering Department in Ferrara (EnDIF),
University of Ferrara, Italy
E-mail: [email protected]
Marco Malagò
Engineering Department in Ferrara (EnDIF),
University of Ferrara, Italy
E-mail: [email protected]
Emiliano Mucchi
Engineering Department in Ferrara (EnDIF),
University of Ferrara, Italy
E-mail: [email protected]
Giorgio Dalpiaz
Engineering Department in Ferrara (EnDIF),
University of Ferrara, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. This paper evaluates the effectiveness of some vibration processing techniques
for quality control at the end of the assembly line in two industrial cases: the detection of
contamination faults in polyurethane wheels, and tooth fault detection in helical gears.
These applications illustrate the capability of vibration analysis as condition monitoring
tool, as well as the importance of the proper selection of test and processing parameters.
Keywords: vibration, monitoring, quality control, polyurethane wheels, helical gears.
37
1. INTRODUCTION
In industrial manufacturing rigorous testing is used to ensure that the delivered products
meet their specifications. In the last few years, a great effort has been put into automating
fault detection by using vibration measurements and processing techniques, due to their
non-intrusive character and ability to detect a wide range of mechanical faults. In industrial
environments there is an increasing demand for automatic on-line systems which are able
to classify final products as pass or fail and/or to diagnose faults.
Firstly, the monitoring procedure involves the acquisition of vibration signals by means
of piezo-electric accelerometers. Since the selection of the acquisition parameters is critical,
this data acquisition step is not of minor importance. Sometimes, several operations (i.e.
correct selection of time histories, averaging and digital filtering) are needed in order to
separate the most informative part of the signal from the environmental noise (electrical
and mechanical).
Secondly, signal processing techniques have to be implemented by taking into account
the characteristics of the signal and the type of machine from which the signal is being
measured (i.e. rotating or alternative machine with simple or complex mechanisms).
Finally, several features have to be extracted in order to assess the physical state of the
machine or to detect some incipient defects and to determine the causes of their presence.
Mechanical faults in machines often show their presence through abnormal vibration
signals, thus techniques for machine condition monitoring based on the analysis of these
signals are widely used [1,2]. However, most studies have been carried out on simple
mechanical parts, such as gears and rolling bearings, having well-determined dynamic
characteristics. Therefore, gearbox condition monitoring and bearing defect analysis using
vibration signatures are extensively reported ([3,4] among a wide amount of References).
Moreover, some works related to the condition monitoring of machining processes can
be found in literature ([5,6] refer to the drilling process as an example).
The aim of this paper is to present some quality control applications that are primarily
based on vibration analysis. The use of processing techniques that can be considered well
suited for implementation in on-line monitoring equipment at the end of the production line
is proposed. The presented applications are: (a) the detection of contamination faults in
polyurethane wheels; (b) tooth fault detection in helical gears.
2. DETECTION OF CONTAMINATION FAULTS IN POLYURETHANE WHEELS
The first application deals with heavy-duty wheels that are mainly mounted in automatic
vehicles; they are composed of a polyurethane tread and a cast iron hub. A thin coating of
adhesive pastes the tread on the hub while two roller bearings couple the hub with the
shaft. The application of the adhesive between the polyurethane tread and the cast iron hub
represents the most critical assembly phase of these heavy-duty wheels, due to the fact that
is completely realized by an operator. Therefore it is easy to understand that the
contamination of the link area between polyurethane and cast iron is quite frequent. Four
types of faulty wheels have been manufactured “ad hoc” with anomalies that mimic the real
ones. Such anomalies consist in zones of different dimensions where incorrect adherence
between tread and hub takes place.
38
A1
A2
A3
A4
Figure 1. Defect of different dimensions in polyurethane wheels, defined as A1, A2,
A3 and A4.
Figure (1) depicts the artificial faults: defect A1 and A2 have an extension of 1 and 2
cm in tangential direction respectively, for the whole tread width, whilst A3 and A4 are
localized in the centre of the interface tread/hub with an extension of 1 cm and 2 cm in
tangential direction, respectively. For each defect type, three wheels have been tested in
order to obtain more reliable results. Moreover seven healthy wheels (HW) have been also
tested in order to identify a reference pattern that represents the normal condition.
Experimental results and discussion
The test bench used to perform the measurements is made up of a bottom support,
including a drum driven by an electrical motor controlled by inverter, and an upper part
composed of two hydraulic pistons that apply load to the wheel under test, as shown in Fig.
(2(a)).
Tests are carried out at two different drum speeds (low and high) and three different
loads (low, medium and high). After a few preliminary analyses with different transducers
(i.e. accelerometer, load cells, AE sensor, microphone), tri-axial accelerometer PCB
356A01 (frequency range 1-10000 Hz) has been identified as the best sensor in terms of
simplicity in mounting and fast response to impulsive events. The vibration signals have
been acquired with sample frequency of 20480 Hz for a duration of 64 s, by means of a
LMS SCADAS 310 front-end, controlled by the software LMS Test.Lab. Simultaneously
with the acquisition at constant sample frequency, an off-line computed order tracking
analysis has been also performed in order to calculate the Time Synchronous Average
(TSA) of the measured signal (Fig. (3)).
This technique [7] requires the measurement of a one-per-revolution tachometer signal,
i.e. a signal phase-locked with the angular position of one rotating element in the system.
Two optical tachometer sensors (KEYENCE-LVS series) have been used to synchronise
the acquisitions with both wheel and driving drum revolutions.
The results in terms of raw time data and frequency analysis have shown that the
operational condition of low speed and high load is the best compromise (referred hereafter
as the “best” condition) of rotational speed and applied load giving a clear and meaningful
response signal.
Concerning fault detection, the Kurtosis coefficient [8] extracted from the TSA
vibration signal is well suited in highlighting localized faults, due to the fact that it assumes
high values in signals that present few localized peaks, as occurs for wheels with anomaly,
see Fig. (3).
39
(a)
(b)
Figure 2. (a) Test bench; (b) tested wheel and transducers.
6
A1
4
acceleration ampliudes [m/s 2]
acceleration ampliudes [m/s 2]
6
2
0
-2
-4
-6
0
90
180
angle [deg]
270
0
-2
-4
90
180
angle [deg]
270
360
6
A3
4
acceleration ampliudes [m/s 2]
acceleration ampliudes [m/s 2]
6
2
0
-2
-4
-6
0
2
-6
0
360
A2
4
90
180
angle [deg]
270
2
0
-2
-4
-6
0
360
A4
4
90
180
angle [deg]
270
360
Figure 3. TSA of the acceleration signal for defects A1, A2, A3 and A4 at the test
condition of low speed and high load.
Therefore, this technique can be a powerful and simply tool in vibration-based
monitoring. Table (1) puts in evidence the Kurtosis coefficient values for all the defect
types, evaluated at low speed and high load. As one can clearly see, the Kurtosis coefficient
presents high values for the faulty wheels, while for healthy wheels it presents small
values, less than 4. Table (2) shows that the test conditions have a strong influence on
Kurtosis values. In fact, it can be noted that the Kurtosis coefficients at high speed and low
load are smaller than the Kurtosis coefficients at lower speed and higher load listed in Tab.
(1).
40
Table 1. Kurtosis of the TSA at the test condition of low speed and high
load for defect types A1, A2, A3 and A4 and for healthy wheels (HW).
A1
TSA
kurtosis
A2
A3
A4 HW
16.01 13.17 12.01 13.26 3.27
Table 2. Kurtosis of the TSA at the test condition of high speed and low
load for defect types A1, A2, A3 and A4 and for healthy wheels (HW).
TSA
kurtosis
A1
A2
A3
A4 HW
6.03
7.12
3.25 4.12 3.27
Furthermore, at high speed and low load (see Tab. (2)) the faulty wheels can not be
clearly identified by using the Kurtosis coefficient only (defect A3 exhibits Kurtosis
coefficient smaller than healthy wheels).
Observing the typical TSA signals depicted in Fig. (3), it can be noted that they are
mainly composed of two impulsive events in each wheel rotation. These acceleration peaks
are probably due to a double impact that happens when the faulty area comes into contact
and then exits the contact between the wheel and the drum. The amplitude and the angular
extension of these peaks depends on test conditions and defect dimension, as shown
hereafter.
Figure (4) presents the influence of speed on the signal response for defect A2, in
particular the acceleration around the fault location, characterised by two peaks. It is
interesting to note that the distance between the peaks at low speed (distance A in Fig. (4))
is approximately equal to the distance between the corresponding peaks at high speed
(distance B in Fig. (4)). So the peak distance in terms of wheel rotation is not influenced by
the speed. On the other hand the amplitude is higher in case of higher speed; in fact the
impact between the incorrectly pasted surfaces of the tread and the hub is obviously more
intense.
Concerning the influence of load, Fig. (5(a)) tries to qualitatively explain how the
contact area at different loads changes: in particular, point A represents the extreme of the
contact area at low load conditions, involving a smaller surface and angular extension of
the contact. On the other hand, point C represents this extreme in the highest load
condition, determining the largest contact area and therefore involving the largest wheel
angular extension.
Figure (5(b)) shows the TSA vibration signals obtained for defect A2 at three different
loads (low, medium, high) and the same speed. It is clearly confirmed that the angular
extension of the transient event becomes wider as load increases.
As a matter of fact, the impulsive phenomena (start/end contact of the non-pasted
surfaces) related to the high load condition correspond to wheel rotation of approximately
85°, while at the low load condition to a rotation of only 65°.
41
B
A
LOW SPEED
HIGH SPEED
Figure 4. TSA of the acceleration signal for defect A2 at high load and two different
speeds in the angle range 120°- 240°.
Furthermore, when the load increases the beginning of the transient event is anticipated
while its ending is postponed. Moreover, Fig. (5(b)) shows that the peak amplitude
becomes higher as the load increases, while the peak distance is not significantly
influenced by the load.
Finally it is interesting to analyse the influence of the defect dimension on the TSA.
Figure 6) shows the signal for defects A1 and A2 measured at the same test condition. The
two horizontal segments (A and B) in the figure, defining the distance between the peaks,
emphasize that such a distance increases with the fault dimensions, in particular line B
(defect A2) assumes a wider extension than line A (defect A1). Moreover, the signals
related to larger defect dimensions present peaks of higher amplitude and involve wider
angle extension with respect to defects of smaller dimensions.
So it can be concluded that test conditions deeply influence the signal behaviour, in
particular the amplitude and the extension in terms of wheel angle, but they do not
significantly change the distance between peaks, that essentially depends on the defect
type.
In order to get some diagnostic information concerning the tested faulty conditions, the
Continuous Wavelet Transform (CWT) [8] has been applied to the TSA signal in the angle
domain, obtaining a representation in the angle-order domain instead of the genuine timefrequency domain. Figure (7) reports the CWT maps for all the defects at the “best” test
condition (low speed and high load).
The impulsive event A1 (i.e. the contact between the faulty zone of the wheel and the
drum) determines high amplitude in the Wavelet Transform around the 16th-18th wheel
orders. On the other hand, for defect A2, high amplitude values appear in the order range
13th-15th, whilst for defect A3 high amplitude values are around the 14th-16th wheel
42
(a)
(b)
Figure 5. (a) Sketch of the variation of contact area with the load increase; (b) TSA of the
acceleration signal for defect A2 at different loads (low, medium, high) and low speed in
the angle range 120°- 240°.
orders. Defect A4 is characterized by a more localized order-angle range with respect to the
other defects, at the 13th-14th wheel orders.
Therefore the angle-order plots are able to show the order content during the impulse
between wheel and drum, giving information about the differences between the four types
of defect. In order to better understand these results and to confirm them for all the wheels,
an order analysis has been carried out too.
The goal of this analysis is to identify common order contents, verifying the reliability
of the results at the same operational condition. Figure (8) presents the order content of
different wheels with the same defect in the same plot: defect A1 shows common peaks at
the 8th, 13th and 18th order (circled in Fig. (8)).
43
B
A
Figure 6. TSA of the acceleration signal for defects A1 and A2 at the same test
condition of high speed and high load in the angle range 120°- 240°.
A1
A2
A3
A4
Figure 7. Wavelet Transform of TSA acceleration for defects A1, A2, A3 and A4 at
the “best” condition (low speed and high load).
44
A1
A2
A4
A3
Figure 8. Order spectra of TSA acceleration for all the faulty wheels at the “best”
condition (low speed and high load).
For this defect only two wheels were available due to the damage of the third wheel
during measurement. Defect A2 shows common peaks at the 7th and 13th order and A3 at
the 4th, 7th and 14th order. Defect A4 presents common peaks at the 8th and 15th order. So
such a comparison underlines that all the defects are characterized by two families of
peaks, one of high order (13th -18th) and one at low order (4th -8th).
On the basis of the presented results it can be concluded that the production of heavy
duty wheels could be efficiently monitored through vibration signal analysis. A significant
contribution to polyurethane wheel quality control can be achieved by the TSA signal
analysis, the calculation of simple statistical metrics and the evaluation of CWT maps.
It also has to be highlighted that test conditions significantly influence the amplitude of
the signal peaks and the angular extension of the transient event. On the other hand, the
defect size influences the distance between peaks. More details can be found in [10].
3. TOOTH FAULT DETECTION IN HELICAL GEARS
The second application assesses the use of TSA vibration signal for the on-line vibration
quality control of gear unites. The diagnostic capabilities of this simple technique have
been tested on the basis of experimental results concerning two different tooth faults in
45
helical gears: poor tooth surface quality and presence of tooth face bumps. The first fault
condition concerns the presence of oxide residuals on the tooth surface due to the heattreatment and the grinding process. The second one is caused by gear tooth impacts during
gear conveyance before the heat treatment, see Fig. (9(b)). During the test campaign the
faulty gears have been mounted on the first stage of a gear unit and the vibration signals
have been acquired from the gearbox case.
Experimental results and discussion
Concerning fault detection, two statistical parameters, i.e. root-mean-square (RMS) and
Kurtosis, extracted from faulty and sound TSA vibration signals have been evaluated in
order to asses a reliable quality control strategy. The experimental apparatus (see Fig. (9(a))
consists of a base, including two induction motors controlled by inverters and a gear unit.
The driving induction motor is controlled in feedback speed loop, whilst the loading motor
is controlled in feedback torque loop. The gear unit contains two spur gear pairs, one
having 18 and 71 teeth, the other one 12 and 55 teeth, giving a global speed reduction ratio
of 18.1. More details concerning the test bench design can be found in [11].
Three kinds of test are performed:
9 Test 1: all gears in sound condition;
9 Test 2: the first stage gearbox pinion (18 teeth) exhibiting several oxide residuals
on tooth faces, so poor tooth surface quality (distributed fault);
9 Test 3: the first stage gearbox wheel (71 teeth) showing tooth face bumps
(localized fault).
The results presented in this work have been obtained with a nominal driving motor
speed of 3000 rpm (50 Hz) and a output shaft nominal torque of 36.6 Nm. The vibration
signal is captured from the gearbox case by means of a Brüel & Kjær piezoelectric
accelerometer mounted close to the bearing support of the first stage pinion in the radial
direction.
The sample frequency was 32800 Hz, whilst the acquisition time was 60 s. In all the
tests the TSA vibration signal is calculated over 80 revolutions for both first stage pinion
and wheel, obtaining both pinion TSA and wheel TSA. Figure 10(a) and Figure 10(b) plot
the TSA of the first stage pinion and wheel for Test 1, which can be taken as a reference
for the detection procedure. In particular, it is possible to notice that the main signal
component is the meshing frequency and no signal alteration can be observed.
Figure (10(c)) shows the TSA of the first stage pinion for Test 2, concerning poor
tooth surface quality. Comparing Figure 10(a)) and Fig. (10(c)) it is possible to notice that
this type of fault gives rise to an increase of the mean amplitude vibration level without any
local alteration. Therefore by the visual inspection of the TSA this type of fault can not be
surely identified and so further analyses have to be performed, i.e. evaluation of statistical
parameters of the TSA signal. Concerning Test 3, the TSA of the first stage wheel is
depicted in Fig. (10(d)). It is possible to notice a clear local alteration of the vibration
signal at about 230 degrees due to the engagement of the faulted tooth with bumps.
Here it is clearly evident that the TSA seems a pivotal tool in revealing local
alterations, i.e. localized fault in gear, nevertheless this techniques is not enough to reveal
distributed faults.
46
Table 3. RMS and Kurtosis values of the TSA for the three tests.
Pinion TSA
RMS
Kurtosis
[g]
0.21
2.39
3.15
0.35
0.13
2.80
Test 1 (pinion and wheel in sound condition)
Test 2 (pinion distributed fault)
Test 3 (wheel localized fault)
Wheel TSA
RMS
Kurtosis
[g]
0.22
3.03
0.31
3.16
0.27
35.68
acceleration [g]
3
2
1
0
-1
-2
-3
0
acceleration [g]
Figure 9. (a) Test bench for gear units and (b) example of a tested gear.
(a)
90
180
270
360
3
2
1
0
-1
-2
-3
0
(b)
90
3
2
1
0
-1
-2
-3
0
(c)
90
180
180
270
360
angle [deg]
acceleration [g]
acceleration [g]
angle [deg]
270
360
angle [deg]
3
2
1
0
-1
-2
-3
0
(d)
90
180
270
360
angle [deg]
Figure 10. Time-synchronous averages for the three tests: (a) Test 1: pinion TSA in
sound condition, (b) Test 1: wheel TSA in sound condition, (c) Test 2: pinion TSA with
pinion distributed fault and (d) Test 3: wheel TSA with wheel localized fault.
Moreover, in order to assess the presence of a defect a visual inspection of the TSA is
needed; thus such a technique is not suitable to be implemented in an automatic monitoring
system at the end of the production line.
Ergo, for quality control purposes, we can link this achievement to the analysis of
statistical parameters of the TSA signal, i.e. RMS and Kurtosis.
47
As a matter of fact these parameters are of simple interpretation and they are linked to
different physical properties of the analyzed signal. In particular, RMS takes into account
the energy conveyed by signals and so it can be considered as a useful tool in order to
detect an increase of the mean signal amplitude (distributed faults). On the other hand
Kurtosis is exceedingly sensitive to local signal alteration (localized faults). Table (3)
summarises the RMS and the Kurtosis values for both pinion and wheel TSA of the three
different tests.
It is well known that these statistical parameters evaluated on the TSA signal, have to
be compared on the basis of the same mechanical component, i.e. pinion or wheel. As a
matter of fact TSA in practice extracts from the signal the genuine portion containing only
the components which are synchronous with the revolution of the specific gear in question.
Therefore, the statistical parameters evaluated on the pinion TSA signal and on the wheel
TSA signal, differ because they are evaluated on the basis of different signal components.
As reported in Tab. (3), there is an increase of the RMS value of the pinion TSA for
Test 2 with respect to Test 1 (i.e. 0.35 g vs. 0.21 g), whilst the RMS of the wheel TSA does
not show remarkable changes. Such an increase highlights the poor surface quality of the
tooth pinion. Concerning Test 3 (wheel localized fault) the RMS of both pinion and wheel
TSA’s does not reveal the fault presence, in fact the energy conveyed by signal roughly
remains the same (see Fig. (10(b)) and Fig. (10(d)) for the wheel TSA).
On the other hand, the Kurtosis of the wheel TSA for Test 3 shows a marked increase
with respect to Test 1 (i.e. 17.34 vs. 2.52), highlighting the presence of a localized fault on
the first stage wheel.
Concerning this second application, we can consider TSA as a pivotal starting point for
on-line gear quality control. However this techniques has to be linked to proper statistical
parameters, such as RMS value or Kurtosis coefficient, in order to detect poor tooth surface
quality or localized gear tooth faults. In particular, because RMS value accounts for the
energy conveyed by the signal, it is well suited for distributed fault localization, while
Kurtosis coefficient, which is sensitive to local signal alterations, is a pivotal tool for the
monitoring of localized faults.
4. CONCLUDING REMARKS
This paper describes some applications of vibration analyses for the quality control of
mechanical devices at the end of the production line. The following conclusions can be
achieved based on the presented results.
9 Vibration signal is useful for quality control of the above-described applications, but it
should be properly processed in order to obtain reliable information.
9 In case of rotating machines, Time Synchronous Average can be considered as a
powerful tool in detecting the presence of faults. It also permits the characterization of
the source of alteration.
9 The quality control at the end of assembly line requires the assessment of simple
parameters that can be easily used for implementing a strategy of pass/fail decisions.
9 Since the test conditions affect the robustness of the results it is recommended to select
them in order to make the output vibration signal rich in informative characteristics.
48
Acknowledgements
This work has been developed within the laboratory of research and technology transfer
InterMech (Division Acoustics and Vibrations - LAV) realized through the contribution of
Regione Emilia Romagna, Assessorato Attività Produttive, Sviluppo Economico, Piano
Telematico - PRRIITT Misura 3.4, Azione A.
REFERENCES
[1] Braun, S. J., 1986. Mechanical Signature Analysis. Academic Press, London.
[2] Collacot, R.A., 1979. Vibration Monitoring and Diagnostic. Wiley, New York.
[3] McFadden, P.D., 1986. “Examination of a technique for the early detection of failure in gears by
signal processing of the time domain average of the meshing vibration”. Mechanical Systems
and Signal Processing, 1(2), April, pp. 173–183.
[4] Randall, R.B., 1982. “A new method of modelling gear faults”. Journal of Mechanical Design,
104, pp. 259–267.
[5] El-Wardanay, T.I., Gao, D., Elbestawi, M.A., 1996. “Tool condition monitoring in drilling using
vibration signature analysis”. International Journal of Machine Tools and Manufacture, 36(6),
pp. 687-711.
[6] Jantunen, E., 2002. “A summary of methods applied to tool condition monitoring in drilling”.
International Journal of Machine Tools and Manufacture, 42, pp. 997-1010.
[7] Dalpiaz, G., Rivola, A., Rubini, R., 2000. “Effectiveness and sensitivity of vibration techniques
for local detection in gears”. Mechanical System and Signal Processing, 14(3), pp. 387-412.
[8] Delvecchio, S., Dalpiaz, G., Niculita, O., Rivola, A., 2007. “Condition monitoring in diesel
engines for cold test applications. Part I: vibration analysis for pass/fail decision”. In
Proceedings of the 20th International Congress & Exhibition on Condition Monitoring and
Diagnostic Engineering Management, Ana C.V. Veira et al., eds., Faro, Portugal, pp.197-206.
[9] Delvecchio, S., D’Elia, G., Dalpiaz, G., 2008. “Comparing Wigner Ville Distribution and
Wavelet Transform for the vibration diagnosis of assembly faults in diesel engines”. In
Proceedings of the 21st International Congress & Exhibition on Condition Monitoring and
Diagnostic Engineering Management 2008, Prague, Czech Republic, pp. 125-134.
[10] Malagò, M., Mucchi, E., Dalpiaz, G., 2009. “Condition monitoring and diagnosis in heavy-duty
wheels: a first experimental approach”. In Proceedings of the ASME 2009 International Design
Engineering Technical Conferences & Computers and Information in Engineering Conference
IDETC/CIE 2009, San Diego, California, USA.
[11] Dalpiaz, G., D’Elia, G., Delvecchio, S., 2007. “Design of a test bench for the vibro-acoustical
analysis and diagnostics of rotating machines”. In Proceedings of the Second World Congress on
Engineering Asset Management and the Fourth International Conference on Condition
Monitoring 2007, Harrogate, UK.
49
50
RIDUZIONE DELLE VIBRAZIONI NEI MECCANISMI
CON CAMME MEDIANTE CORREZIONE DELLA
VELOCITÀ ANGOLARE
Alberto Maggiore
DIEM - Dipartimento di ingegneria delle costruzioni meccaniche, nucleari, aeronautiche e
di metallurgia
Alma Mater Studiorum - Università di Bologna, Italia
E-mail: [email protected]
Umberto Meneghetti
DIEM - Dipartimento di ingegneria delle costruzioni meccaniche, nucleari, aeronautiche e
di metallurgia
Alma Mater Studiorum - Università di Bologna, Italia
E-mail: [email protected]
Sommario. Uno dei più seri problemi dei meccanismi a camme è quello delle vibrazioni,
che impongono un limite superiore alla velocità di funzionamento. Per contenere tale
effetto nocivo sono stati proposti vari metodi, basati di solito sulla scelta della legge di
moto. Le soluzioni sono generalmente ottenute in corrispondenza di un prefissato valore
della velocità angolare della camma: al variare della velocità angolare varia anche la
forma del profilo che rende minima la vibrazione del cedente.
Il presente lavoro si propone di ridurre le vibrazioni di un sistema camma-cedente
mantenendo invariata la forma del profilo della camma e variando, invece, la velocità
angolare. Il vantaggio del metodo proposto consiste nel fatto che può essere applicato
per diverse velocità angolari di regime della camma, senza dover procedere a modifiche
materiali del profilo, ma semplicemente disponendo di azionamenti in grado di variare la
velocità angolare secondo leggi prestabilite.
Parole chiave: camme, vibrazioni, input shaping
1. INTRODUZIONE
I meccanismi con camme sono largamente impiegati nell’industria meccanica per realizzare
leggi di moto difficilmente ottenibili mediante sistemi articolati. Come esempi si possono
citare i meccanismi di comando delle valvole nei motori endotermici e molti meccanismi di
macchine automatiche di confezionamento.
Uno dei più seri problemi di tali meccanismi è quello delle vibrazioni [1-4], che
impongono un limite superiore alla velocità di funzionamento. Le vibrazioni sono
provocate principalmente dalle discontinuità dell’accelerazione e pertanto, ove possibile,
si adottano leggi di moto con andamento regolare dell’accelerazione.
Per rendersi conto di quanto le discontinuità dell’accelerazione influenzino il
comportamento vibratorio del meccanismo camma-punteria si può fare riferimento ad un
modello della punteria a parametri concentrati (v. Fig. (1)), in cui si è indicato con m la
massa
51
c
k2
m
x
k1
y
Figura 1. Modello del sistema camma – cedente
0.03
150
ycc
yc
y
0.02
x":2
x":2, y":2 [m/s2]
y[mm], yc[mm/rad], ycc[mm/rad2]
del cedente, con k1 la rigidezza equivalente, con k2 la rigidezza della molla di richiamo e
con c il coefficiente di smorzamento. Negli esempi riportati nel seguito si è assunto
m 5 kg, k1 2 u 107 N/m, k2 2 u 105 N/m e c 201 N s/m.
Una legge di moto con discontinuità nell’accelerazione, come, ad esempio, la legge ad
accelerazione costante rappresentata nella Fig. (2), produce vibrazioni non trascurabili della
massa m (v. Fig. (3)). Per ridurre l’ampiezza delle vibrazioni si possono adottare leggi di
moto prive di discontinuità nell’accelerazione, come, ad esempio, la legge cicloidale (v.
Fig. (4)). Anche in questo caso, però, si notano vibrazioni, anche se di ampiezza più
limitata (v. Fig. (5)).
0.01
0
-0.01
-0.02
-0.03
0
0.5
1
1.5
Angolo, E[rad]
2
50
0
-50
-100
-150
0
2.5
y":2
100
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 2. Legge di moto con accelerazione costante
Figura 3. Accelerazione del cedente
teorica (linea a tratti) ed effettiva
(linea continua)
52
1500
ycc
yc
y
x":2
x":2, y":2 [m/s2]
y[m], yc[m/rad], ycc[m/rad2]
0.05
0
-0.05
0
0.5
1
1.5
Angolo, E[rad]
2
500
0
-500
-1000
-1500
0
2.5
y":2
1000
0.005
0.01
0.015
Tempo, t[s]
Figura 4. Legge di moto cicloidale
Figura 5. Accelerazione del cedente
teorica (linea a tratti) ed effettiva
(linea continua)
Per limitare le vibrazioni del sistema camma-cedente sono stati proposti vari metodi [510], basati generalmente sulla modifica del profilo della camma. Tali soluzioni sono di
solito ottenute in corrispondenza di prefissati valori della velocità angolare della camma: al
variare della velocità angolare varia anche la forma del profilo che rende minima la
vibrazione.
Nel presente lavoro viene proposto un metodo per ridurre le vibrazioni di un sistema
camma-cedente, mantenendo invariata la forma del profilo della camma e variandone,
invece, la velocità angolare. A tale scopo, viene dapprima determinata la legge di moto
modificata – ossia il profilo modificato – che ottimizza il comportamento vibratorio alla
velocità angolare nominale costante e quindi viene ricavato l’andamento della velocità
angolare che, in presenza del profilo non modificato, realizza la stessa legge di moto
modificata.
Il vantaggio del metodo proposto consiste nel fatto che può essere applicato per diverse
velocità angolari di regime della camma, senza dover procedere a modifiche materiali del
profilo, ma semplicemente disponendo di azionamenti in grado di variare la velocità
angolare secondo leggi prestabilite.
2. LA LEGGE DI MOTO MODIFICATA
Uno dei metodi più efficaci per modificare il profilo della camma, al fine di ridurre le
vibrazioni indotte sul sistema, è quello che si basa sul cosiddetto “input shaping” [5], un
metodo di controllo ad anello aperto fondato sulla creazione di una sequenza di impulsi che
non eccita le vibrazioni del sistema.
Si consideri un sistema ideale – lineare e a parametri costanti – di cui sia nota la
funzione di risposta all’impulso unitario h(t) e la corrispondente funzione di risposta in
frequenza H(f). Indicate con i(t) e x(t) la sequenza di impulsi e la risposta del sistema, e con
I(f) e X(f) le rispettive trasformate di Fourier, si ha:
X(f )
I ( f )H ( f )
0.
(1)
Se y(t) è l’eccitazione applicata al sistema – nel nostro caso la legge di moto della
camma – ed Y(f) è la sua trasformata di Fourier, la risposta del sistema è data da
53
X ( f ) Y ( f )H ( f ) .
(2)
Moltiplicando la trasformata della legge di moto per I ( f ) , per l’Eq. (1) si ottiene:
X ( f ) Y ( f )I ( f )H ( f )
0.
(3)
Per il Teorema della Convoluzione, se l’eccitazione è la convoluzione di y (t ) , i (t ) :
yconv (t )
y (t ) … i (t )
(4)
la Trasformata di Fourier dell’eccitazione stessa è il prodotto I ( f ) Y ( f ) delle due
trasformate. In questo modo, per l’Eq. (3), la risposta vibratoria è nulla.
Consideriamo un sistema camma – cedente di tipo elementare, come quello
rappresentato nella Fig. (1). La risposta del sistema ad un impulso di ampiezza A1 è
A1 ]Zn t
e
sin Zs t ,
mZs
x1 (t )
k1 k2 / m
dove Zn
è la pulsazione propria del sistema non smorzato, ]
(5)
c / 2mZn è
il fattore di smorzamento e Zs
Zn 1 ] 2 è la pulsazione del sistema. L’andamento di
2S
x1 (t ) è rappresentato con tratto continuo nella Fig. (6). Indicato con Ts
il periodo
Zs
dell’oscillazione, a partire dall’istante t 0.5 Ts S / Zs si applica al sistema un secondo
impulso di ampiezza A2 , tale da annullare la vibrazione del sistema (v. Fig. (6)).
Imponendo la condizione arbitraria che la somma degli impulsi sia uguale ad 1, condizione
necessaria per escludere la soluzione ovvia con ampiezze A1 A2 0 , si ottiene
A1
1
; A2
1 Q
Q
1 Q
(6)
]S
1] 2
.
con Q e
Il treno di impulsi può essere rappresentato come
i (t )
i1 (t ) i2 (t )
A1G (t 0) A2G (t 0.5Ts )
54
(7)
6
x 10
-5
A1
x1
x (t), x (t) [m]
x
A2
4
2
x +x
1
2
2
2
1
0
-2
0.5 T s
-4
0
0.002
0.004
0.006
0.008
0.01
Tempo, t[s]
Figura 6. Risposta del sistema alla sequenza di impulsi
avendo indicato con G (t t0 ) la funzione delta di Dirac, diversa da zero per t
Pertanto, la convoluzione tra i (t ) e y (t ) è data da
yconv (t )
f
f
f
f
t0 .
A1 ³ G (W 0) y (t W )dW A2 ³ G (W 0.5Ts ) y (t W ) dW
A1 y (t ) A2 y (t 0.5Ts ),
(8)
ossia è la somma di due versioni scalate della legge di moto, la seconda delle quali è
traslata di 0.5Ts (v. Fig. (7)).
La convoluzione yconv (t ) è definita in un intervallo di tempo che supera di 0.5Ts
secondi quello relativo alla legge di moto originale. Pertanto, volendo rispettare il tempo di
salita, è necessario partire da una legge di moto ‘compressa’ nel tempo così da risultare
accorciata di 0.5Ts secondi (v. Fig. (8)).
0.025
0.02
y
2
y
conv
0.015
0.01
1
2
y ,y ,y
conv
[m]
y1
0.005
0
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 7. Convoluzione della legge di moto originale con la sequenza di impulsi
55
Se si suppone di mantenere costante la velocità angolare della camma, dall’Eq. (8) si
ricava il profilo della stessa in funzione dell’angolo di rotazione. La legge di moto
modificata yconv (t ) determina un moto del cedente privo di vibrazioni, come si può vedere
dalle figure (9), (10) e (11) che mostrano gli andamenti di accelerazione, velocità e
spostamento del cedente ottenuti con profilo originale e con profilo modificato.
3. LA VELOCITÀ ANGOLARE MODIFICATA
La legge di moto modificata, yconv (t ) , ottenuta supponendo che la velocità angolare resti
costante, richiede che il profilo della camma venga modificato in modo tale che sia
verificata la relazione
yˆ conv ( E )
y conv (t )
,
:
(9)
dove yˆ conv ( E ) è la velocità geometrica del cedente e : è la velocità angolare costante
della camma.
Dall’Eq. (9) appare evidente che il profilo della camma deve essere modificato sia se
varia la velocità angolare, sia se variano le caratteristiche dinamiche del sistema camma –
cedente. Ciò richiede l’esecuzione di una nuova camma ogni volta che i due fattori sopra
indicati vengono modificati. Può essere, allora, più conveniente mantenere inalterato il
profilo originale della camma ed agire sulla velocità angolare, determinandone l’andamento
che genera la legge di moto yconv (t ) in grado di annullare le oscillazioni del sistema.
0.025
0.02
y
ys
y,ys
0.015
0.5T =0.0015 s
s
0.01
0.005
0
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo,t[s]
Figura 8. Legge di moto originale, y; legge di moto compressa, ys.
56
xpp conv
100
xpp
xpp
50
conv
[m/s2]
, xpp
150
0
-50
-100
-150
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 9. Accelerazione del cedente: profilo normale, xpp; profilo modificato, xppconv
1.2
xp
, xp [m/s]
1
0.8
0.6
conv
xp
conv
xp
0.4
0.2
0
-0.2
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 10. Velocità del cedente: profilo normale, xp; profilo; profilo modificato, xpconv
0.02
x
conv
x
0.01
x
conv
, x [m]
0.015
0.005
0
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 11. Spostamento del cedente: profilo normale, x; profilo modificato, xconv
57
Il procedimento seguito si sviluppa per passi successivi, calcolando la velocità angolare
: a partire dal valore iniziale : 0 :in , in corrispondenza dell’istante iniziale t0 0 e
dell’angolo di rotazione iniziale E 0
0 , e determinando negli istanti successivi
ti
ti 1 dt
(10)
il valore dell’angolo
Ei
E i 1 :i 1dt
(11)
e della velocità geometrica
yˆ conv ( E i )
y conv (ti )
.
:i 1
(12)
Il nuovo valore della velocità angolare è dato da
:i
y conv (ti )
.
yˆ conv ( E i )
(13)
La Fig. (12) mostra l’andamento della velocità angolare, ricavato per una legge di moto
ad accelerazione costante. La Fig. (13) mostra, per lo stesso caso, l’andamento
dell’accelerazione angolare.
Le discontinuità presenti nell’andamento della velocità angolare sono dovute al
procedimento numerico utilizzato. Per ovviare a questo inconveniente si possono applicare
procedimenti di ‘smoothing’ più o meno accentuati, verificandone l’effetto finale sul com-
250
150
200
:s [rad/s]
: [rad/s]
200
250
m = 5 kg
k = 20000000 N/m
1
k2= 400000 N/m
] = 0.1
legge rettangolare
E2= 20° E3= 40°
H = 0.02 m
n = 500 giri/min
E1= 40°
100
50
0
0
150
m = 5 kg
k1= 20000000 N/m
k2= 400000 N/m
] = 0.1
legge rettangolare
E2= 20° E3= 40°
H = 0.02 m
n = 500 giri/min
E1= 40°
100
50
0.01
0.02
0.03
0.04
0
0
0.05
Tempo, t[s]
a)
50
100
Angolo, E[gradi]
150
b)
Figura 12. Andamento della velocità angolare modificata ( E1 angolo di accelerazione
positiva, E 2 angolo di accelerazione nulla, E 3 angolo di accelerazione negativa): a) in
funzione del tempo; b) in funzione dell’angolo di rotazione della camma
58
w:/wt [rad/s2]
5
x 10
4
0
-5
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 13. Accelerazione angolare modificata
60
60
55
55
:, :sm [rad/s]
:, :sm [rad/s]
portamento vibratorio del cedente. Si consideri, ad esempio, la curva ottenuta attraverso
l’utilizzo del metodo dei minimi quadrati basato su polinomi quadratici (v. Fig. (14)).
Le corrispondenti accelerazioni angolari sono riportate nella Fig. (15).
Applicando tale andamento di velocità angolare alla camma, le vibrazioni del cedente
risultano essere quelle riportate nella Fig. (16), dove sono poste a confronto con quelle
risultanti dall’applicazione della velocità angolare modificata, ma non smussata, e della
velocità angolare costante.
50
45
40
:
:sm
35
0
0.01
0.02
0.03
0.04
45
40
:
:sm
35
:media
:media
30
-0.01
50
30
0.05
Tempo, t[s]
a)
0
20
40
60
80
100
Angolo, E [gradi]
120
140
b)
Figura 14. Andamenti di : e :sm: a) in funzione del tempo; b) in funzione dell’angolo di
rotazione della camma
59
w:/wt, w:sm/wt [rad/s2]
4
x 10
4
w:/wt
w:sm /wt
3
2
1
0
-1
-2
-3
-4
-0.01
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 15. Accelerazioni angolari della camma
Gli effetti della velocità angolare media sull’andamento della velocità angolare
modificata si possono osservare nella Fig. (17), mentre la Fig. (18) riporta gli analoghi
andamenti per la velocità angolare modificata e smussata.
150
: costante
: smooth
: modificata
xpp [m/s2]
100
50
0
-50
-100
-150
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 16. Vibrazioni del cedente per diversi andamenti della velocità angolare della
camma (legge ad accelerazione costante)
60
250
n=500 giri/min
n=1000 giri/min
n=1500 giri/min
:sm [rad/s]
200
150
100
50
0
0
50
100
Angolo, E [gradi]
150
Figura 17. Andamenti della velocità angolare modificata :sm per diversi valori della
velocità angolare media
Gli esempi finora riportati fanno riferimento ad una legge ad accelerazione costante.
Nel caso di una legge cicloidale, come quella illustrata dalla Fig. (19), l’andamento della
velocità angolare modificata è riportato nella Fig. (20).
250
n=500 giri/min
n=1000 giri/min
n=1500 giri/min
:sm [rad/s]
200
150
100
50
0
0
50
100
Angolo, E [gradi]
150
Figura 18 . Andamenti della velocità angolare modificata e smussata :sm per diversi valori
della velocità angolare media
61
y[m], yc[m/rad], ycc[m/rad2]
0.05
ycc
yc
y
0
-0.05
0
0.5
1
1.5
Angolo, E[rad]
2
2.5
Figura 19. Legge di moto cicloidale
Applicando lo “smoothing” alla velocità angolare modificata si ottiene l’andamento
mostrato nella Fig. (21) e, successivamente, si ricava il comportamento vibratorio illustrato
dalla Fig. (22).
200
: [rad/s]
150
100
m = 5 kg
k = 20000000 N/m
1
k = 400000 N/m
2
] = 0.1
legge cicloidale
E = 100°
H = 0.02 m
n = 500 giri/min
50
0
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 20. Andamento della velocità angolare per una legge di moto cicloidale
62
60
70
:
:sm
65
:, :sm [rad/s]
:, :sm [rad/s]
55
50
45
40
35
30
0
60
:
:sm
55
50
45
40
35
0.01
0.02
0.03
0.04
30
-50
0.05
Tempo, t[s]
0
50
100
Angolo, E[gradi]
a)
150
b)
Figura 21. Andamenti di : e :sm: a) in funzione del tempo;b) in funzione dell’angolo.
4. CONCLUSIONI
Il metodo proposto per la riduzione delle vibrazioni nei sistemi camma-cedente si basa sulla
modifica del profilo della camma mediante un procedimento di “input shaping”. Il profilo
così ottenuto è però dipendente dalla velocità angolare del movente. Il medesimo risultato
può essere raggiunto, senza cambiare il profilo della camma, partendo dal profilo della
stessa, ottimizzato per la riduzione delle vibrazioni ad una prefissata velocità angolare
costante, e determinando l’andamento che deve avere la velocità angolare in modo da
ottenere in ogni caso la richiesta legge di moto.
150
: modificata
: costante
: smooth
xpp [m/s^2}
100
50
0
-50
-100
-150
0
0.01
0.02
0.03
0.04
0.05
Tempo, t[s]
Figura 22. Vibrazioni del cedente per diversi andamenti della velocità angolare della
camma (legge cicloidale)
63
Il metodo, a fronte della necessità di poter variare la velocità angolare – ad esempio
mediante opportuni azionamenti elettrici – presenta il vantaggio di non dover procedere
materialmente a modifiche del profilo della camma.
BIBLIOGRAFIA
[1] M. P. Koster, 1974. Vibrations of Cam Mechanisms. MacMillan, SBN 333 17732 0.
[2] F. Y. Chen, 1982. Mechanics and Design of Cam Mechanisms. Pergamon Press.
[3] Midha, A. and Turcic, D. A., 1980, “On the periodic response of cam mechanism with flexible
follower and camshaft”, J. Dynamic Syst., Measmt. and Control - Trans. ASME 102, pp. 255-264.
[4] Hamidzadeh H. R. and Dehghani M., 1999, “Dynamic stability of flexible cam follower systems”,
Proc. Instn. Mech. Engnrs, 213, Part K, pp . 45-52.
H
H
[5] Singer N. C., Seering W. P., 1990, “Preshaping Command Inputs to Reduce System Vibration”,
J.of Dynamic Systems, Measurement, and Control – Trans. ASME 112, pp. 76 – 82
[6] Singhose W., Seering W., Singer N., 1994, “Residual Vibration Reduction Using Vector Diagrams
to Generate Shaped Inputs”, J. of Mechanical Design – Trans. ASME 116, pp. 654 – 659
[7] Singhose W., Singer N., 1994, “Initial Investigations into the Effects of Input Shaping on
Trajectory Following”, Proc. Of the 1994 American Control Conference
[8] Chew M., Chuang C. H., 1995, “Minimizing Residual Vibrations in High-Speed Cam-Follower
Systems Over a Range of Speeds”, J. of Mechanical Design – Trans. ASME 117, pp.166 -172
[9] Sahinkaya M. N., 2001, “Input shaping for vibration-free positioning of flexible systems”, Proc.
Instn. Mech. Engnrs. 215, part I, pp. 476 – 481
[10] Andresen U., Singhose W., 2004, “A Simple Procedure for Modifying High-Speed Cam Profiles
for Vibration Reduction”, J. of Mechanical Design 126, pp. 1105 - 1108
[11] Felszeghy S. F., 2005, “Steady-State Residual Vibrations in High-Speed, Dwell-Type, Rotating
Disk Cam-Follower Systems”, J. of Vibration and Acoustics 127, pp. 12- 17
[12] Gatti G., Mundo D., 2009, “On the direct control of follower vibrations in cam-follower
mechanisms”, Mechanism and Machine Theory 45, pp. 23-35
64
METODI DI VISIONE ARTIFICIALE IN SISTEMI
ROBOTIZZATI PER IL SETTORE AUTOMOTIVE
Angelo O. Andrisano
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Marcello Pellicciari,
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Francesco Leali,
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Alberto Vergnano,
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Fabio Pini,
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Francesco Gherardini,
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Marco Faretra
Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Civile,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Sommario. Il presente articolo descrive un nuovo approccio di programmazione e guida
robot capace di generare, automaticamente e in tempo reale, percorsi di lavorazione
ottimizzati in funzione di singoli componenti. Tale metodo è stato validato
sperimentalmente applicandolo al processo di sbavatura di una piccola serie di testate per
motori a elevate prestazioni. Infatti i moderni sistemi robotizzati di produzione sono spesso
impiegati in operazioni complesse su componenti che sono caratterizzati, specialmente nel
65
settore automotive, da profili e geometrie multiformi, che variano radicalmente da un lotto
produttivo a un altro e, nel caso di tecnologie che generano bave e difetti superficiali,
anche all’interno di uno stesso lotto. Per ottenere l’elevata qualità richiesta dall’Industria,
tali sistemi, molto ripetibili ma intrinsecamente poco precisi rispetto ai tradizionali centri
CNC, richiedono la definizione di percorsi utensile composti da migliaia di punti e da
articolati programmi robot, all’interno dei quali i parametri cinematici, dinamici e di
lavoro vengono continuamente modificati. L’impiego di sistemi di guida robot a elevate
prestazioni assume, dunque, un’importanza strategica nel processo di generazione del
percorso utensile, specialmente all’interno di settori industriali nei quali è ancora
largamente diffusa la pratica di generare manualmente, in autoapprendimento, le
istruzioni di movimento dei robot e nei quali l’impiego di sistemi di programmazione
offline CAD/CAE stenta ancora a trovare vasta applicazione. Di conseguenza, la fase di
programmazione robot e il tempo a essa dedicato, rappresenta un aspetto che incide
profondamente sulla reale flessibilità e produttività dei sistemi robotizzati.
P arole chiave: sistemi di visione artificiale, elaborazione d’immagine, robotic
manufacturing, generazione automatica di codice robot
1. INTRODUZIONE
L’impiego di robot antropomorfi in sistemi industriali di produzione è una pratica ormai
diffusa da molti anni a livello industriale, grazie alle buone prestazioni offerte in termini di
affidabilità, produttività e flessibilità operativa. Quest’ultima è particolarmente importante
nell’esecuzione di lavorazioni complesse su prodotti dalle caratteristiche eterogenee e nella
gestione dei cambi lotto, la cui numerosità dipende dalla generale riduzione dei volumi di
vendita e dalla tendenza del mercato a frammentare l’offerta per consentire una radicale
personalizzazione dei prodotti. Robot antropomorfi sono diffusamente utilizzati all’interno
di celle robotizzate e di linee di produzione in operazioni di manipolazione, verniciatura,
giunzione (incollaggio, rivettatura, saldatura, etc.) di prodotti e componenti, e sono
impiegati nell’asservimento di macchine utensili o centri di lavoro e in compiti di
assemblaggio [1].
Approcci progettuali mirati alla produzione di sistemi robotizzati “intelligenti”, come
quello identificato dagli autori con il termine di Robofacturing (Robotic Manufacturing) [2],
e l’impiego di tecnologie abilitanti, hanno portato i sistemi robotizzati ad aumentare
progressivamente la propria flessibilità operativa e le proprie prestazioni in termini di
precisione assoluta, così da poter essere sempre più utilizzati nell’esecuzione di operazioni
d’importanza strategica per il processo produttivo.
La visione artificiale rappresenta una delle principali risorse tecnologiche di supporto
all’impiego di robot antropomorfi in ambito industriale, specialmente in settori complessi
come quello automotive, grazie allo sviluppo di raffinate strategie di guida robot e avanzati
algoritmi di elaborazione delle immagini [3-5].
Altre soluzioni adottate su larga scala sono rappresentate dagli strumenti CAD/CAE
poiché gli ambienti virtuali da essi generati permettono di studiare in tempi ridotti e in
modo accurato nuove soluzioni progettuali, sviluppando efficacemente strategie di controllo
adattativo [6-9] e logiche oloniche [10].
Lo sviluppo di sistemi robotizzati dotati di capacità di auto-regolamentazione
rappresenta un obiettivo industriale di grande interesse scientifico e primaria importanza
66
industriale ma richiede ancora notevole impegno, anche nella gestione della fase di
definizione del percorso utensile e di generazione del codice robot.
Infatti, soprattutto quando utilizzati in operazioni di finitura meccanica su grezzi, i
robot devono raggiungere elevati standard di qualità su forme complesse, caratterizzate da
differenti geometrie e peculiarità superficiali. La necessità industriale di garantire elevata
produttività impone la riduzione del tempo ciclo e la minimizzazione del tempo di fermo
macchina al cambio lotto. Poiché ogni componente richiede, generalmente più lavorazioni e
più utensili e poiché ognuno di questi comporta la definizione di un percorso utensile
composto di centinaia o, spesso, migliaia di punti definiti nello spazio 3D, i programmi
robot più complessi si compongono di decine di migliaia di istruzioni, cosicché il sistema di
controllo del robot si trova a processare grandi moli di dati e a dover risolvere
esplicitamente tutti i vincoli legati alla dimensione e alla forma degli utensili [11].
È evidente che adottando un approccio alla generazione del percorso utensile di tipo
tradizionale, basato sull’autoapprendimento dei punti e privo di qualsiasi possibilità di
adattamento automatico alla variazione dimensionale e geometrica degli elementi, si
ottengono risultati accettabili solo attraverso lunghi tempi di elaborazione e,
conseguentemente, a costi molto elevati, senza, tra l’altro, poter garantire una qualità della
produzione costante. A questo si aggiungono lunghi periodi di fermo-macchina, necessari
per la modifica di ogni percorso utensile, che comportano un abbassamento rilevante
dell’efficienza produttiva.
Dall’analisi della letteratura tecnica e scientifica emergono, tuttavia, numerose proposte
a parziale soluzione di tale problema. Alcuni autori, ad esempio, propongono di generare
percorsi utensile robot attraverso simulazioni virtuali in ambiente CAD 3D [12-14], mentre
altri preferiscono acquisire forme e feature sfruttando tecniche di visione artificiale per
riallineare percorsi già esistenti [14]; altri ancora utilizzano digitalizzatori manuali per
generare offline i percorsi utensile, a partire da pezzi già lavorati. Tali strategie
garantiscono buoni risultati, soprattutto quando possono essere adottate e integrate con
tecnologie e sistemi di compensazione adattativa, ma richiedono delicate e onerose
operazioni di messa a punto, necessarie per allineare il modello matematico del sistema con
la struttura reale [13-14].
Il presente lavoro di ricerca tratta la generazione automatica real-time di un percorso
utensile per ogni feature rilevante del grezzo in lavorazione, da ottenere mediante l’impiego
di sistemi di visione artificiale allo stato dell’arte, in modo da minimizzare l’intervento
dell’operatore e contenere i costi. Tale progetto è stato realizzato in collaborazione con SIR
SpA, azienda italiana leader nello sviluppo di soluzioni robotizzate per l’industria
manifatturiera e l’assemblaggio in ambito automotive.
2. DEFINIZIONE E SVILUPPO DEL METODO
Il lavoro si pone, dunque, l’obiettivo di sviluppare un metodo per l’acquisizione automatica
dei profili delle feature rilevanti di ogni componente e di generare i percorsi utensile
attraverso l’impiego di tecniche di elaborazione d’immagine basate su fotocamere ad alta
risoluzione. Tale strategia operativa mira a creare in tempo reale quei moduli del
programma robot necessari all’esecuzione delle lavorazioni da parte del robot, garantendo
l’adattamento del codice alle peculiarità geometriche di ogni singolo elemento.
Tale approccio implica, innanzitutto, la costruzione di un’architettura modulare per il
programma robot, che contenga blocchi adattabili alle variazioni geometriche e
67
dimensionali rilevate sugli elementi grezzi e che siano parametrizzati in funzione
dell’impiego di utensili e parametri di lavoro definibili dall’operatore.
L’applicazione industriale di tale metodo impone, per essere efficace, la definizione di
una sequenza di operazioni ben formalizzata, composta di stadi definiti, logicamente
separati e facilmente controllabili dall’operatore attraverso pochi parametri chiave di
configurazione. La scelta di tali criteri porta alla costruzione di un’architettura facilmente
traducibile in un applicativo software, da integrare all’interno del sistema di controllo dei
sistemi robotizzati attraverso l’interfacciamento con PC commerciali.
Il metodo è principalmente orientato al miglioramento della precisione e della qualità
finale della produzione, alla riduzione della complessità operativa e del tempo necessario
alla definizione dei percorsi robot, minimizzando, conseguentemente, i tempi di fermo
macchina al cambio lotto.
Architettura metodologica
La sequenza delle fasi che compongono il metodo proposto è riportata in Fig. (1). La
struttura parametrica data al metodo comporta che l’intervento dell’operatore sia necessario
solo durante il primo ciclo di lavoro. Infatti, determinati i valori dei parametri il sistema è in
grado di adattare autonomamente il percorso utensile al profilo di ogni singolo elemento.
Acquisizione immagine. La fase di acquisizione delle immagini è strutturata in modo
che, calcolati un campo di vista (FOV, Field of View) e una profondità di vista (DOV, Deep
of View) ottimali, attraverso la scelta opportuna dell’hardware (fotocamera e obiettivo), si
possano ottenere immagini ad alta definizione anche su parti le cui dimensioni varino
notevolmente e/o eccedano il FOV stesso.
Figura 1. Metodo di generazione automatica del percorso utensile.
68
Il metodo di acquisizione dell’immagine si basa sulla possibilità di muovere la
fotocamera sopra il piano di lavoro su cui è fissato il componente da lavorare. La
fotocamera, mossa, ad esempio, da un robot, segue un percorso di scansione finalizzato
all’identificazione dell’orientamento della parte, al calcolo della giacitura dei piani delle
feature da analizzare e alla localizzazione dei dettagli concernenti i profili da lavorare sui
singoli piani. La strategia di scansione, opportunamente parametrizzata, assume validità
generale e può essere applicata a elementi con geometrie differenti, purché le feature di
interesse, o almeno parti di esse, siano disposte su superfici planari, tra loro parallele o
inclinate. La fotocamera è mossa secondo uno schema matriciale composto di un numero di
righe e colonne definibili dall’operatore in funzione delle dimensioni del componente e
della risoluzione necessaria a identificare tutti i dettagli delle immagini. Ogni cella della
matrice, detta “matrice di vista” rappresenta un’immagine ad alta risoluzione di una parte
del elemento e delle relative feature. Le immagini devono poi essere montate per generare
una vista unica di ciascuna delle feature d’interesse. La distanza lineare tra il centro di
un’immagine ed il centro di quella successiva (“distanza di base”), anch’essa dipendente da
un parametro definibile dall’operatore, limita l’entità della sovrapposizione tra le immagini,
valendo la generica relazione per cui maggiore è il numero d’immagini acquisite, maggiore
può essere la risoluzione dell’immagine finale, a parità di altri parametri. Le singole
immagini e le informazioni che si riferiscono alla matrice di scansione, opportunamente
sincronizzate, sono temporaneamente allocate in uno spazio di memoria temporaneo e
trasmesse al calcolatore per il lancio delle successive operazioni di elaborazione
d’immagine.
Ricostruzione dell’immagine ad alta definizione. Si ottiene un’immagine ad alta
risoluzione delle feature d’interesse, la cui ricostruzione, come anticipato, dipende dalle
dimensioni della matrice e dalla distanza di base. Il sistema identifica il centro di ciascuna
vista e sfrutta la parte sovrapposta delle immagini per allinearle, eliminando le informazioni
ridondanti. Tale strategia comporta l’uso della sola regione centrale di ogni vista della
matrice, cioè dell’area dell’immagine meno distorta dall’ottica dell’obiettivo. Infatti, per
garantire un’elevata precisione nelle successive fasi di generazione dei profili e dei percorsi
utensile, è necessario che siano rispettate le dimensioni reali dell’elemento ovvero che non
siano applicate deformazioni causate dall’elaborazione, quali, ad esempio, rimozioni
prospettiche o omografie.
Definizione della terna di riferimento. Per consentire la sincronizzazione tra le
informazioni ottenute dal sistema di visione e il sistema robotizzato ad esse associato,
l’immagine viene riferita ad una terna di coordinate cartesiane che costituiscono un sistema
di riferimento coerente con quello del robot. La posizione della terna nello spazio immagine
dipende dalle effettive caratteristiche geometriche della parte e richiede l’intervento
dell’operatore. A seguito di tale imposizione è possibile generare una relazione biunivoca
tra le coordinate di ciascun punto dell’immagine in pixel e le dimensioni della parte, data
dal processo di calibrazione della telecamera. A causa dell’impiego di fotocamere
tradizionali e dell’esigenza di elevata precisione sulla ricostruzione dei profili, il presente
metodo propone la generazione di percorsi esclusivamente giacenti su superfici planari. È
evidente, tuttavia, che il metodo può essere applicabile anche nel caso in cui le feature
possano essere descritte attraverso l’unione di più piani o nel caso in cui paini diversi siano
tra loro paralleli o inclinati di un angolo costante. Il riferimento cartesiano Z può quindi
69
essere impostato dall’operatore e rimane fisso per tutti i punti dell’immagine stessa, come in
Fig. (2).
Generazione del profilo. A partire dall’analisi dell’immagine ad alta definizione di una
o più feature dell’elemento, è necessario individuare il loro esatto profilo, al fine di poterlo
memorizzare come insieme di punti nello spazio reale. Un algoritmo di tipo convenzionale
esegue una ricerca puntuale all’interno di un’area definita, come mostrato in Fig. (3)
secondo direzioni note, in modo da identificare con precisione sub-pixel i punti di massimo
gradiente di luminosità. L’operatore può intervenire sulla ricerca determinando la
dimensione dell’area di ricerca e la sua posizione iniziale e stabilendo gli opportuni valori
di soglia necessari per discriminare la luminosità della frazione d’immagine analizzata.
L’algoritmo restituisce le coordinate dei punti che compongono il profilo di gradiente
massimo e la direzione normale ad esso. Tale informazione è fondamentale per il successivo
calcolo del percorso utensile. Un secondo algoritmo esegue lo spostamento dell’area di
ricerca in senso orario o antiorario lungo la direzione ortogonale al gradiente, in modo da
seguire il profilo della feature. Nel caso di improvvise variazioni nella curvatura del profilo
e del conseguente fallimento della ricerca del gradiente di luminosità, come mostrato in Fig.
(4), l’algoritmo ruota di 90° l’area di ricerca e riesegue la comparazione dei modelli. I punti
che compongono ogni profilo sono memorizzati come un insieme di coordinate spaziali date
dal processo di calibrazione e dal valore lungo l’asse Z.
X
Y
Figura 2. Definizione del sistema di riferimento.
70
Figura 3. Generazione dei profili.
Figura 4. Orientamento dell’area di ricerca.
Generazione del percorso utensile. Il percorso utensile è definito in funzione del
profilo della feature calcolato alla fase precedente. Il percorso è legato alla posizione del
centro dell’utensile, Tool Center Point (TCP), rispetto al profilo del componente e dipende
da alcuni parametri impostabili dall’operatore o definibili automaticamente dal sistema
stesso in funzione di una base di conoscenza opportunamente predisposta: raggio
dell’utensile, distanza tra punti successivi, numero massimo di punti e verso del percorso
(orario o antiorario). In Fig. (5) viene mostrata la generazione del percorso. Il centro
dell’utensile è calcolato creando un offset pari al raggio dell’utensile lungo la direzione
normale al profilo, determinata al passo precedente come direzione di massima variazione
del gradiente di luminosità. Il sistema memorizza eventuali punti anomali per i quali non sia
stato possibile calcolare la posizione del TCP. Ad ogni centro viene associata anche una
terna cartesiana, necessaria per l’esecuzione del percorso da parte di un robot.
71
Figura 5. Definizione del centro fresa.
Ottimizzazione del percorso utensile. Poiché i punti sono memorizzati all’interno di
una tabella indicizzata che riporta le coordinate spaziali e l’orientamento della normale alla
direzione del profilo, è possibile realizzare alcuni controlli attivi che consentono, ad
esempio, di verificare la chiusura del percorso utensile, di eliminare punti anomali o punti
di scarso interesse, o semplicemente di ridurre o l’aumentare in automatico il numero di
punti che descrive il percorso. Durante tale fase l’operatore può agire sul percorso
applicando, a singoli punti, localmente a gruppi di punti o globalmente, opportune rototraslazioni rispetto ad un dato sistema di riferimento. Inoltre, noto il raggio dell’utensile, il
sistema riconosce le zone del percorso, ad esempio in corrispondenza di gole profonde, per
le quali si generano intersezioni che provocherebbero indietreggiamento o arresto istantaneo
dell’utensile, eliminando in automatico i punti in eccesso. Ogni modifica registrata durante
l’ottimizzazione del profilo viene mostrata in sequenza all’operatore, in modo che sia
possibile procedere alla generazione del codice robot. Un confronto diretto tra il percorso
originale e quello modificato consente un rigido controllo su ogni passaggio del processo di
ottimizzazione.
Definizione del codice robot. L’ultimo passo del metodo sviluppato affronta la
generazione dei moduli di programma necessari all’istruzione del robot. Questa fase assume
caratteristiche anche profondamente diverse in dipendenza del linguaggio di
programmazione e dei protocolli di comunicazione che ogni produttore di robot sviluppa. Il
codice, almeno dal punto di vista generale, contiene la dichiarazione di variabili persistenti
utilizzate per memorizzare tutti i punti che compongono il percorso utensile e una semplice
procedura per richiamare le istruzioni usate del robot durante l’esecuzione delle lavorazioni.
La tipologia di moto, lineare o circolare, del robot associata alle singole istruzioni di
movimento, o a gruppi di esse, può essere definita dall’utente o scelta in automatico dal
sistema in funzione delle caratteristiche del profilo stesso. Anche la velocità, l’accelerazione
ed i parametri di accuratezza del robot rispetto al passaggio per il punto nominale possono
essere gestiti e modificati in tale fase di lavoro, a seconda della strategia adottata. Il modulo
creato include l’utilizzo di un protocollo FTP per la connessione diretta tra il sistema di
visione e il robot, in modo che non siano necessarie successive operazioni.
72
Implementazione del metodo.
Il metodo sviluppato è implementato all’interno di un’architettura software da impiegare in
ambito industriale. L’applicativo che ne deriva guida l’operatore lungo il processo di
generazione di un percorso utensile parametrizzato che, una volta completamente definito,
si adatta automaticamente alle variazioni di geometria e dimensioni dei singoli pezzi
analizzati, generando opportunamente il codice robot e trasferendolo al sistema di controllo,
pronto per l’esecuzione in tempo reale.
Grande attenzione è rivolta alla creazione dell’interfaccia grafica: il numero di finestre
aperte durante l’esecuzione del metodo descritto è minimo, ed è data enfasi alla
visualizzazione del profilo, mantenuta attiva durante tutto il processo, per consentire agli
operatori di controllare l’evoluzione del profilo originale e valutare le singole modifiche
apportate. Gli elementi grafici sono disposti secondo uno schema coerente con lo sviluppo
logico del metodo e la posizione di ogni icona è definita in funzione della frequenza con cui
deve essere utilizzata dall’operatore.
Al fine di mantenere la massima compatibilità tra l’applicativo che realizza il metodo
descritto rispetto alle numerose librerie di visione artificiale, cuore del sistema, i
componenti dell’interfaccia grafica sono nettamente distinti da quelli di elaborazione.
Inoltre, per garantire la massima modularità e scalabilità al sistema, la struttura deriva dalla
sostanziale adozione di un paradigma ad oggetti che limita fortemente il ricorso a variabili e
procedure globali.
Le singole schermate dell’applicativo hanno il solo compito di richiamare alcuni metodi
di classi specializzate, alle quali è demandato il compito di gestire le diverse fasi
dell’elaborazione. Ciascun oggetto, inoltre, espone agli altri componenti solo il numero
minimo di interfacce, rendendo le operazioni più trasparenti. Il codice risulta, dunque,
suddiviso in blocchi logici separati, garantendo una maggiore leggibilità, facilità di
modifica e riutilizzo.
Grazie a tale approccio, ad esempio, è possibile demandare ad un modulo separato,
posto a valle dell’applicativo, la traduzione delle istruzioni di movimento relative al
percorso utensile. Risulta possibile, dunque, svincolare la parte di elaborazione da quella di
post-processing. Il risultato è la possibilità di adottare il metodo proposto con qualsiasi
robot industriale, a patto di conoscere, ovviamente, le regole sintattiche del linguaggio e di
predisporre un opportuno post-processor, operazione sicuramente poco onerosa dal punto di
vista della programmazione.
3. STRUMENTI
Strumenti di sviluppo dell’applicativo
Per lo sviluppo del codice applicativo è stato utilizzato un linguaggio di alto livello che
assicura un’implementazione rapida ed efficace e che è molto diffuso a livello industriale, in
modo da favorire la scalabilità del codice: Visual Basic .NET.
Il linguaggio RAPID è stato invece scelto per la generazione del codice robot: RAPID è
un linguaggio procedurale sviluppato da ABB per la programmazione dei suoi robot.
Un’applicazione RAPID consiste in una procedura Main che contiene una serie di istruzioni
e relative chiamate verso altre procedure, che regolano il flusso di esecuzione. Come altri
linguaggi di programmazione di robot, il codice RAPID viene letto e interpretato in tempo
reale e quindi non ha bisogno di compilazione. Come precedentemente sottolineato, tale
73
scelta, giustificabile in funzione della semplicità sintattica del linguaggio RAPID, non
limita, di fatto, la gamma di robot industriali che possono essere utilizzati.
Un sistema di visione Cognex Corp. basato su libreria Vision Pro è stato adottato per
l’elaborazione delle immagini. La libreria, molto robusta e diffusa in ambito industriale,
permette una rapida implementazione in applicazioni robotiche. Inoltre, la condivisione
della tecnologia .NET, la rende facilmente integrabile all’interno dell’applicativo.
Strumenti di validazione sperimentale
Il metodo è stato sviluppato e testato grazie alla collaborazione tra il Laboratorio di
Progettazione Integrata e Simulazione di Sistemi Robotici (Università degli Studi di
Modena e Reggio Emilia) e la divisione di Ricerca&Sviluppo di SIR SpA.
I test sono stati eseguiti utilizzando una fotocamera monocromatica con una risoluzione
di 1024x768 e un frame rate di 29 fotogrammi al secondo (Sony HR70). Il sistema è stato
dotato di un illuminatore a LED di forma anulare. Durante la fase di debug dell’applicativo,
entrambi i dispositivi sono stati montati su una base meccanica, dotata di un’interfaccia per
l’innesto rapido sul polso di un robot industriale ABB IRB 140, caratterizzato da un
ingombro ridotto, payload di 5kg, reach di 810mm e una ripetibilità di ±0,03mm (risultati
test ISO), dotato di mandrino pneumatico a compensazione radiale.
La validazione industriale del metodo è stata realizzata procedendo alla finitura
(eliminazione degli spigoli) del profilo esterno superiore di una serie di testate in lega
d’alluminio per un motore ad alte prestazioni, impiegando un robot ABB IRB 4400
(payload 60kg, reach 1950mm e ripetibilità ±0,19mm, ISO test) e un elettromandrino a
compensazione radiale, equipaggiato con una fresa conica a 45° con un diametro massimo
di 4mm e dotato di interfaccia per l’innesto rapido sull’asse finale del robot, al fine di
garantire un’ottimale copertura del campo di lavoro e una maggiore potenza di taglio
rispetto alla soluzione con ABB IRB 140 e mandrino pneumatico. In generale il metodo ben
si adatta all’esecuzione di operazioni di finitura e sbavature in ambito meccanico, dove, i
percorsi hanno generalmente uno sviluppo planare. Tali applicazioni risultano
particolarmente critiche in termini di tolleranze, con specifiche sulla dimensione orizzontale
della traccia di finitura dell’ordine di 0,1mm. I parametri di lavoro sono stati forniti dal
produttore del motore e non sono stati oggetto di studio.
Anche l’applicativo derivante dall’applicazione del metodo è stato sottoposto ad una
severa attività di validazione mirata a verificare il corretto funzionamento di ciascun
componente grafico e degli algoritmi di elaborazione, attraverso intense sessioni di prove di
interfacciamento con il robot.
4. RISULTATI
Il processo di esecuzione del metodo è basato sull’interazione tra un programma generico,
attuato dal controllo del robot, e l’applicazione software sviluppata, eseguita su PC:
l’operatore lancia il programma di generazione del codice e, al tempo stesso, sceglie la
modalità di connessione (seriale o ethernet) con il robot. Il software di visione è strutturato
in modo da operare in modalità slave, attendendo dal robot, l’elemento master, il comando
di avvio della scansione.
Quando la strategia è applicata interamente ovvero quando si esegue la lavorazione di
un nuovo codice prodotto, l’operatore imposta il numero di immagini da acquisire su un
prodotto pilota, opportunamente disposto e bloccato all’interno dell’area di lavoro del
74
robot, e specifica il numero di righe e di colonne della “matrice di vista”, definendo, infine,
la “distanza di base”.
Il robot esegue quindi il ciclo di apprendimento, che generalmente inizia con la presa
della telecamera da magazzino utensile e la scansione del componente. Durante tale fase il
robot si arresta in corrispondenza delle coordinate spaziali riportate all’interno di ogni cella
della “matrice di vista” e, dopo un certo tempo di assestamento, acquisisce l’immagine e la
alloca all’interno di uno spazio di memoria dedicato per poi trasferirlo al PC. Al termine di
tale fase il robot deposita la telecamera nel magazzino utensili e resta in attesa di un nuovo
comando.
Il sistema procede all’elaborazione delle viste in modo da ricostruire un’immagine ad
elevata definizione della testa motore, come mostrato in Fig. (6).
Quando il codice prodotto sia già presente nel database del sistema, invece, l’operatore
può semplicemente richiamare l’esecuzione del programma già memorizzato nel controller
del robot, caricando tutto lo storico ed i parametri di calibrazione del sistema di visione e di
lavoro.
Il sistema di coordinate di riferimento è poi generato all’interno di una finestra di
configurazione dedicata, come già mostrato in Fig. (2).
Vengono poi scelte la posizione e le dimensioni dell’area di ricerca necessaria alla fase
di ricostruzione del profilo, come mostrato in Fig. (7).
Figura 6. Ricostruzione dell’immagine ad alta risoluzione.
75
Figura 7. Ricostruzione del profilo.
L’operatore definisce, successivamente, i parametri necessari alla ricostruzione del
profilo, come il massimo numero di punti utilizzabili per la campionatura o la distanza
interpunto. Ogni curva che definisce il profilo risulta quindi generata da un numero
variabile di punti.
In seguito viene calcolata la posizione di riferimento del centro dell’utensile rispetto ad
ogni punto che definisce il profilo. Un algoritmo applica l’offset corrispondente al raggio
utensile nella direzione normale al profilo nel punto considerato, come mostrato in Fig. (8),
associando ad esso anche le informazioni relative alla velocità di taglio, alla velocità di
avanzamento, dipendente dai parametri cinematici e dinamici del robot, ed il grado di
approssimazione con cui il robot dovrà raggiungere i singoli punti.
Grazie alla visualizzazione sullo schermo del profilo e dei punti acquisiti, l’operatore è
in grado di eseguire in automatico l’ottimizzazione del percorso o di verificare la posizione
dei punti e l’orientamento delle terne cartesiane ad essi associati e, se necessario, di
modificarli singolarmente, per gruppi locali o globalmente. Nel caso specifico della
sbavatura è possibile aggiungere punti di svincolamento dell’utensile all’apertura e alla
chiusura del percorso utensile. Infine, nel caso in cui fosse previsto l’impiego da parte del
robot di utensili a compensazione monodirezionale si potrebbe adattare automaticamente
l’orientamento delle terne associate ai punti del profilo.
Dopo la conferma delle modifiche apportate al percorso, il sistema genera il codice
robot per il profilo, contenente le necessarie istruzioni in linguaggio RAPID, e lo invia al
robot tramite protocollo FTP. Il robot a questo punto è in grado di eseguire la lavorazione
programmata.
Lo stesso processo può essere eseguito senza alcun intervento dell’operatore,
semplicemente impostando i parametri iniziali e configurando opportunamente la
comunicazione tra i dispositivi coinvolti. Alcune procedure di controllo, infine, assicurano
la corretta esecuzione delle operazioni.
76
Figura 8. Generazione del percorso utensile.
Interfaccia grafica
L’interfaccia grafica mette a disposizione tutti i parametri e le impostazioni necessarie
all’esecuzione del processo descritto: consiste di una finestra principale e altre quattro
finestre operative. Queste sono dedicate ai parametri per l’elaborazione delle immagini, la
gestione dei parametri generali, la modifica del profilo ed la visualizzazione grafica dei
punti modificati. La barra dei comandi, mostrata in Fig. (9), è comune a tutte le finestre.
La finestra principale consente l’accesso a tutte le altre e permette l’accesso diretto ad
alcune operazioni generali legate alla gestione dei file, alla generazione del profilo ed alla
comunicazione con il robot. Alcune icone accessorie sulla finestra principale consentono la
generazione automatica del programma in codice RAPID, l’impostazione dei parametri di
luminosità e contrasto, la ricostruzione dell’immagine ad alta definizione e la preparazione
di maschere per supportare il riconoscimento delle feature.
Figura 9. Interfaccia grafica con barra dei comandi.
77
5. CONCLUSIONI
Le prove realizzate hanno evidenziato alcuni aspetti critici dal punto di vista
dell’applicativo software che implementa il metodo sviluppato. Nella gestione di file di
grandi dimensioni contenenti molte centinaia di punti, è necessario scegliere accuratamente
le funzioni della piattaforma .NET da utilizzare. È stato, infatti, necessario modificare la
struttura dei dati utilizzata per memorizzare le informazioni grafiche e numeriche sulle
coordinate dei punti del percorso, al fine di evitare lunghi tempi di attesa ed elaborazione.
Dal punto di vista delle procedure software, è stato ottimizzato l’algoritmo di ricerca
dei profili per risolvere alcuni errori ed imprecisioni puntuali, verificatesi nel caso di
curvature elevate o spigoli associati distanze tra i punti del profilo troppo ampie rispetto al
raggio di curvatura. In questa particolare situazione, infatti, l’algoritmo di rotazione
dell’area di ricerca, come mostrato in Fig.4, falliva frequentemente anche a seguito della
rotazione dell’area di ricerca. Il problema è stato risolto adottando un passo minimo
costante per lo spostamento dell’area di ricerca, consentendo, tuttavia, la memorizzazione
dei soli punti del profilo la cui distanza è coerente con quella impostata dall’operatore, al
fine di contenere il numero totale dei punti acquisiti.
In conclusione i sistemi di visione hanno confermato l’elevato potenziale nel
miglioramento della flessibilità dei sistemi robotizzati di produzione e nel rafforzamento
dell’auto-adattabilità dei robot rispetto alla variabilità dell’ambiente di lavoro.
È stato sviluppato e implementato all’interno di un applicativo software un metodo
originale di auto-programmazione dei robot per l’esecuzione di lavorazioni su componenti
di forma complessa. Una semplice interfaccia grafica, in esecuzione su un PC dotato di
frame grabber e di una libreria commerciale di visione, guida gli operatori durante
l’applicazione del metodo e offre loro la possibilità di monitorare ogni fase del processo e
di definire parametri specifici senza richiedere alcuna particolare abilità nella
programmazione di robot.
Tale metodo è stato validato attraverso la realizzazione del percorso di sbavatura del
profilo esterno superiore di teste motore in alluminio per motori a elevate prestazioni,
fornendo errori di lavorazione compatibili con la precisione del sistema robotizzato.
I programmi robot ottenuti per il prodotto pilota possono essere usati lanciati
direttamente per ognuno dei pezzi successivi, riducendo drasticamente, rispetto a un
approccio di programmazione per autoapprendimento, il tempo necessario per preparare il
percorso utensile. Tale vantaggio è particolarmente evidente quando il numero di punti che
compongono il percorso robot è molto alto, come nella finitura e sbavatura di forme
complesse. Se invece si considera un approccio di programmazione online basato su
modelli CAD 3D e su interfaccia RRS (Realistic Robot Simulation), il metodo sviluppato
permette di semplificare il processo di allineamento tra il mondo della simulazione virtuale
e l’ambiente reale e ben si adatta all’applicazione in settori industriali all’interno dei quali,
in molti casi, è poco diffusa la pratica di archiviare modelli CAD 3D dei componenti o dove
la variabilità dei componenti è tale da rendere inefficace l’impiego di modelli nominali,
come, ad esempio, il settore della fonderia in ambito automotive o aeronautico.
Inoltre, il processo di generazione del percorso utensile può essere realizzato off-line,
grazie all’impiego di semplici componenti commerciali: il tempo di riconfigurazione al
cambio del lotto può dunque essere ulteriormente ridotto, con un importante guadagno in
termini di produttività e di flessibilità.
Il campo naturale di applicazione della strategia proposta è rappresentato dal settore
dell’automazione dei processi produttivi in ambito automotive ma può essere adottata
78
proficuamente anche in piccole-medie imprese meccaniche dove i sistemi robotici sono
tenuti a fornire un’elevata qualità su prodotti diversi a fronte di ridotti tempi di
programmazione (e di riprogrammazione).
La principale limitazione del metodo è dovuta alla planarità dei profili dell’elemento,
legata all’impiego di sistemi di visione tradizionali. Tuttavia è opinione degli autori che
questo approccio consenta di coprire un’ampia gamma di operazioni di interesse per
l’industria automobilistica e meccanica.
Ringraziamenti
Gli autori vogliono ringraziare il presidente ing. Luciano Passoni ed il direttore generale
Lino Ferrari dell’azienda SIR SpA, per il sostegno al presente progetto e vogliono
sottolineare il fondamentale ed originale contributo tecnico dato al presente lavoro dagli
ingg. Davide Passoni, Marco Suaci e Jacopo Canese Nobili Spinetti. Infine gli autori
ringraziano la struttura del laboratorio SIMECH-INTERMECH per la “Progettazione
Integrata e la Simulazione” del Distretto per l’Alta Meccanica della regione Emilia
Romagna per il prezioso supporto alle attività di ricerca.
BIBLIOGRAFIA
[1] In book, Hagele M., Nilsson K., Pires J. N., 2008, “Industrial Robotics”. In Springer handbook of
robotics, Siciliano B., Khatib O. (ed.), Springer-Verlag Berlin Heidelberg, p.963-986.
[2] In Proceedings, Andrisano A. O. et al., 2006, “Digital engineering methods for enhanced
flexibility of robofacturing (robotic manufacturing) applications”. In International Conference on
Automation, Control and Instrumentation - IADAT aci2006 (Valencia, Spain 5-7 July).
[3] Steger C., Ulrich M., Wiedemann C., 2008, “Machine Vision Algorithms and Applications”,
Wiley-VCH, p.370, ISBN: 9783527407347.
[4] Shafi A., 2004, “Machine vision in automotive manufacturing”. Sensor Review, vol.24, n.4,
p.337-342.
[5] Scott C., 2002, “Vision guided robotics is revolutionizing automotive manufacturing
competiveness”, Technical Paper – Society of Manufacturing Engineers. is. 257 pp.1-24.
[6] In Proceedings, Bernhardt R. et al., 2002, “Realistic Robot Simulation in Concurrent Engineering
of Manufacturing Lines in Automotive Industries”. In 8th ISPE International conference on
concurrent engineering: research and applications (Anaheim, California USA, July 29 – August 01).
[7] Orady E. A., Osman T. A., Bailo C.P., 1997, “Virtual reality software for robotics and
manufacturing cell simulation”. Computer & industrial engineering, vol.33, n.1-2, p.87-90.
[8] In Proceedings, Hu X., Ganapathy N., Zeigler B.P., 2005, “Robots in the loop: supporting an
incremental simulation-based design process”. In 2005 IEEE Conference on Systems, man, &
Cybernetics (Waikoloa, USA, 10-12 October).
[9] Lee H. S., Chang S. L., 2003, “Development of a CAD/CAE/CAM system for a robot
manipulator”. Journal of materials processing technology, vol.140, is.1-3, p.100-104.
[10] Wang L., 2001, “Integrated design-to-control approach for holonic manufacturing systems”.
Robotics and computer integrated manufacturing, vol.17, is.1-2, p.159-167.
[11] Mitsi S. et al., 2005, “Off-line programming of an industrial robot for manufacturing”.
International journal of advanced manufacturing technology, vol.26, n.3, p.262-267.
79
[12] In Proceedings, Adler A., 2001, “Robotics workcell design, simulation and off-line
programming”. In 1986 IEEE Conference on Systems, man, & Cybernetics (Atlanta, USA 14-17
October).
[13] Roos E., Behrens A., 1997, “Off-line programming of industrial robots – Adaptation of
simulated user programs to the real environment”. Computer in industry, vol.33, is.1, p.139-150.
[14] Nash M., 2004, “Simulation systems: bridging the gap”, Manufacturing Computer Solutions,
vol.10, n.2, p.50-53.
[15] In Proceedings, Yeasin M., Chaudhuri S., 1998, “Automatic generation of robot program code”.
In 6th IEEE International Conference on Computer Vision (ICCV) (Bombay, India, 4-7 January).
80
PROGETTAZIONE DI PRODOTTI EASY-ASSEMBLING
Gianluca Medri
Dipartimento di Ingegneria Industriale,
Università di Parma
E-mail: [email protected]
Sommario. Si presentano considerazioni e design drivers sulla progettazione di prodotti
destinati a situazioni caratteristiche in sede di montaggio (o smontaggio) del manufatto per
la messa in funzione. In particolare, si trattano i prodotti che sono usualmente montati (o
smontati) fuori del controllo del produttore: a) manufatti che sono consegnati
montati/smontati e che devono essere montati, smontati e rimontati frequentemente in
servizio, b) manufatti che sono smontati e rimontati dal cliente/utente per spostamenti e
riposizionamenti, c) manufatti in scatola di montaggio.
Keywords: Progettazione per il montaggio, Assembly kit.
1. INTRODUZIONE
Le fasi finali della fabbricazione di un prodotto sono il montaggio delle parti a formare i
componenti, l’assemblaggio dei componenti in gruppi e sottogruppi, la realizzazione del
prodotto completo e i controlli di qualità/funzionalità. Di regola, il costo e la qualità di un
prodotto dipendono sensibilmente dal tipo e dal numero di operazioni di assemblaggio e
dalla loro esecuzione. Questi, a loro volta, derivano direttamente dal progetto complessivo
del prodotto, dal tipo di produzione (singoli pezzi o lotti) e dai metodi di collegamento
usati. Le caratteristiche del prodotto relative al montaggio e allo smontaggio, però, non sono
definite solamente con riferimento alla fabbricazione in senso generico, perché interessano
direttamente il funzionamento del prodotto stesso (per i correlati problemi di manutenzione,
trasporto e dismissione) e sono, di conseguenza, generalmente oggetto di valutazione del
cliente/utente in sede d’acquisto.
Ne consegue che il progettista, nello sviluppo del progetto, deve dedicare molta
attenzione ai problemi di montaggio; l’attenzione va rivolta anche al percorso “esterno” alla
fabbrica (fino all’utente finale!), che richiede la valutazione dei mezzi di trasporto esterni e
del packaging necessario a contenere e proteggere il prodotto.
In questa sede si esaminano le problematiche relative ad una categoria, composita e
diversificata, di prodotti il cui montaggio finale (e susseguente messa in funzione, oltre
eventualmente allo smontaggio) non è eseguito (o controllato direttamente) dalla Ditta che
ha progettato e fabbricato i componenti; questa situazione introduce problemi più complessi
(rispetto alla progettazione tradizionale) per il progettista riguardo alle fasi della
genopersistenza che seguono la fabbricazione dei singoli componenti. Le considerazioni
sviluppate permettono di definire design drivers (indirizzi generali) e linee guida
(indicazioni più specifiche) per la progettazione di questi prodotti, che possono essere
definiti (in modo estensivo, come si vedrà) assembly kits.
81
2. OTTIMIZZAZIONE DELLE OPERAZIONI DI MONTAGGIO
Le scelte progettuali devono essere orientate in modo da favorire sia le specifiche
operazioni sia il complesso delle operazioni di montaggio. Pahl e Beitz (1984) hanno
codificato regole per l’ottimizzazione del montaggio che oramai sono consolidate. Come
prima regola generale, occorre curare la standardizzazione delle operazioni di montaggio
limitando al minimo indispensabile il numero delle tecniche d’assemblaggio. Una seconda
regola generale è la ricerca di operazioni di montaggio semplici, che di conseguenza sono
economiche. In generale, la riduzione delle operazioni di montaggio si ottiene:
- diminuendo il numero di componenti uguali (eventualmente variando
configurazioni e/o dimensioni per garantire la funzionalità),
- combinando più funzioni in un componente,
- usando gruppi pre-assemblati acquistati sul mercato,
- combinando più operazioni di montaggio (in contemporanea) con un adatto
posizionamento di superfici di contatto e di elementi di collegamento.
La terza regola generale è prevedere configurazioni che facilitino le operazioni di
controllo. La sequenza delle operazioni di montaggio deve essere studiata e stabilita dal
progettista durante la progettazione: si deve cercare di definire una sequenza logica che
eviti possibili errori e faciliti le riparazioni e la manutenzione (applicando le tecniche Poka
Yoke e Maintenance Prevention).
Le indicazioni progettuali specifiche per facilitare l’ottimizzazione delle singole fasi del
montaggio sono (secondo le indicazioni di Andresen, Stoferle et alii, Warnecke et alii, DIN
8593 e della VDI 3239 integrate e riportate da Pahl e Beitz, 1984):
1. immagazzinare in maniera sistematica le parti da assemblare;
2. predisporre sistemi di maneggio di parti e componenti, che effettuino:
identificazione dei pezzi;
sollevamento dei pezzi;
spostamento dei pezzi fino al punto di montaggio;
3. adottare forme che inducano corretto posizionamento verso la sede finale;
4. prevedere mezzi adeguati funzionalmente e strutturalmente per il collegamento
delle parti;
5. prevedere accoppiamenti e tolleranze che non richiedano aggiustaggi manuali;
6. bloccare le parti assemblate per evitare movimenti indesiderati o scollegamenti
sotto i carichi di esercizio.
Il progetto per il montaggio (Design for Assembly, DFA o DXA) integra le
indicazioni riportate all’interno dei design requirements. La progettazione, in questo modo,
tiene fortemente conto delle condizioni che possono favorire il montaggio e ridurne i costi.
In questa ottica non si opera una semplice ottimizzazione delle operazioni di
montaggio, ma una riconversione mirata di parte degli obiettivi della progettazione che
arriva alla modifica del prodotto in relazione alla suddivisione in componenti e alla loro
configurazione [1]. Impiegando strumenti di controllo del costo delle sequenze di
montaggio alternative (che rappresentano un ulteriore fattore di variabilità delle varianti
progettuali) si può ottimizzare il DFA anche dal punto di vista economico. A tale scopo, si
possono costruire grafi delle sequenze e, con matrici di costo “standard” delle singole
operazioni, si possono ricavare i costi presunti. Inoltre, occorre ricordare che a qualsiasi
livello della progressione del montaggio (e dello smontaggio) deve essere garantita la
stabilità, la resistenza strutturale e la sicurezza del manufatto e dei suoi sottogruppi e
82
componenti.
Simmetricamente, si evidenzia la necessità della predisposizione di adeguate soluzioni
tecniche per facilitare lo smontaggio del prodotto allo scopo di rendere più agevole la
manutenzione o il trasporto/spostamento, la dismissione del prodotto e il riciclaggio dei
componenti. In questo caso le tecniche di ottimizzazione si richiamano ad una
progettazione per lo smontaggio (Design for Disassembly, DFD o DXD). In generale
queste tecniche impiegano gli stessi principi della progettazione per il DFA, tenendo però
conto del fatto che la sequenza di smontaggio può essere diversa da quella di montaggio, in
ragione delle diverse esigenze finali e anche dei diversi costi delle singole operazioni.
Infatti, non sempre lo smontaggio è “simmetrico” rispetto al montaggio, inoltre se nella
maggior parte dei casi quest'ultimo è più complesso, in altri può accadere l’inverso! Anche
in questo caso conviene costruire grafi che rappresentano le sequenze di smontaggio
alternative e determinare il costo totale presunto con l’uso delle matrici di costo delle
singole operazioni.
3. PRODOTTI COMMERCIALIZZATI SMONTATI
In linea di principio, quanto in precedenza riportato è riferito a situazioni industriali
convenzionali, vale a dire ad un prodotto montato, in configurazione definitiva, in
fabbrica o presso il cliente da montatori (gestiti o controllati dal produttore) appositamente
addestrati e specializzati, per il quale non si prevedono frequenti smontaggi/rimontaggi
per servizio, se non quelli per la manutenzione e la dismissione finale.
Vi sono, però, situazioni diverse di servizio (o di fornitura) del manufatto che
richiedono un’attenzione particolare nella progettazione, riguardo al montaggio e allo
smontaggio, e design drivers alternativi e/o aggiuntivi rispetto a quelli già presentati. In
questa sede si prendono in considerazione i manufatti i cui componenti sono forniti, dal
produttore, pronti per il montaggio senza necessità di ulteriori lavorazioni, a parte eventuali
verniciature o aggiustaggi specifici per situazioni inconsuete. In casi molto particolari (ma
tuttavia non trascurabili, sia qualitativamente sia quantitativamente, dal punto di vista delle
richieste di mercato), il cliente costruisce manufatti da componenti, materie prime o da
semilavorati, forniti dal produttore o reperiti sul mercato.
I casi principali sono tre:
a) manufatti consegnati smontati, semi-montati o montati all’utente finale, destinati ad
un uso che richiede frequenti montaggi e smontaggi completi o parziali (da parte di
personale specializzato o almeno addestrato); esempi classici sono impalcature, gru da
edilizia, edifici etc.
b) manufatti, consegnati montati o semi-montati all’utente finale, che nella vita di
servizio saranno soggetti a parziali smontaggi e rimontaggi (più o meno frequenti) da
parte di personale specializzato o non specializzato, in occasione di trasporto o
riposizionamento, aggiunta di accessori e upgrading; esempi classici sono mobili,
attrezzature varie e strumenti take-down.
c) prodotti venduti completamente o parzialmente smontati (a vari livelli della catena
commerciale), che devono essere montati per la messa in servizio (prodotto in scatola
di montaggio o assembly kit); questi manufatti sono generalmente di non elevata
complessità (ma sono disponibili sul mercato anche complete case per abitazione!) e non
sempre sono soggetti a frequenti smontaggi/rimontaggi nella vita di servizio. Il
montaggio può avvenire:
83
1) all’interno della catena commerciale, da parte di personale specializzato o
almeno addestrato, prima della consegna all’utente finale,
2) alla consegna all’utente, da parte di installatori specializzati e/o autorizzati,
3) da parte dell’utente finale dopo l’acquisto.
In tutti i casi sopra citati, generalmente finalizzati alla riduzione dei costi di trasporto e
commercializzazione o a necessità specifiche funzionali e/o gestionali, va soddisfatta la
necessità della standardizzazione del packaging come struttura e come dimensioni (in
particolare in relazione alle dimensioni dei pallets standard), che può comportare
condizionamenti sensibili (ed inevitabili, a pena di ricadute negative su appetibilità
commerciale e customer satisfaction) sull’architettura e sulla suddivisione in componenti
del prodotto. Inoltre, un fondamentale design driver prescrive il pre-assemblaggio di tutti i
componenti di sicurezza e della maggior parte possibile dei componenti vitali complessi,
da parte del produttore. Questo design driver discende dalla necessità di un’elevata garanzia
di precisione di montaggio riguardo all’affidabilità richiesta in esercizio ai suddetti
componenti.
Al Manuale d’Uso e Manutenzione (MUM) deve essere aggiunto un Manuale di
Istruzioni per il Montaggio (MIM) del prodotto (che costituisce parte integrante del
Fascicolo Tecnico). Nel MIM, che nel caso c2) è usualmente definito “Manuale per
l’installatore”, vanno inserite tutte le istruzioni necessarie (redatte in modo da essere
comprensibili ai montatori in possesso della formazione tecnica stabilita) per montare il
prodotto in modo da garantire funzionalità, sicurezza e la durata di servizio programmata.
Incidentalmente, alcune di queste problematiche progettuali sono affrontate anche nel
Design For Supportability con riferimento alla sostituzione di parti in manutenzione.
4. MANUFATTI SOGGETTI A SMONTAGGI PRESSO L’UTENTE
Nei casi a) e b) la progettazione deve tenere conto dell’esigenza di eseguire facilmente e
senza effetti negativi su funzionalità e sicurezza frequenti montaggi e smontaggi, da parte
di personale specializzato o addestrato (o comunque in possesso di cultura tecnica,
strumentazione e manualità adeguate), usualmente non appartenente alla ditta produttrice, e
quindi l’applicazione dei principi DFA/DFD è fondamentale. L’architettura del prodotto e
le soluzioni tecniche possono risultare più massicce (e più costose) rispetto al prodotto
consegnato completamente montato e destinato ad essere smontato solo in caso di
manutenzione; il prezzo di vendita può risultare inferiore a quello del prodotto consegnato
montato per la mancanza dei costi d’assemblaggio (ma il Life Cycle Cost tiene conto anche
di questi ultimi, ovviamente). Ottime soluzioni si possono ottenere con la Progettazione
Modulare, quando i moduli siano definiti anche con riferimento alle esigenze di
montaggio/smontaggio, applicando i principi Poka Yoke a questo proposito. Gli elementi di
collegamento tra i moduli, obbligatoriamente del tipo scioglibile per le parti soggette a
smontaggio, devono presentare elevata affidabilità, rigidezza e resistenza sotto i ripetuti
montaggi e smontaggi (che danneggiano sempre, sia pure in quantità ridotte, la precisione
di posizionamento e la tenuta!).
Il produttore deve comunque eseguire collaudi del prodotto e prove di
smontaggio/rimontaggio: per ogni esemplare se i prodotti/componenti sono “di sicurezza”
o “vitali” ovvero sono molto costosi e almeno a campione per prodotti/componenti di tipo
“essenziale” o “secondario”. Queste prove devono accertare sia la gestibilità delle
operazioni di montaggio/smontaggio sia il livello della riduzione d’efficienza/funzionalità
84
dei collegamenti (e le conseguenze su funzionalità e sicurezza del manufatto) a fronte di
ripetuti montaggi/smontaggi.
Soluzioni particolari per casi specifici fanno riferimento alla ripiegabilità, come
alternativa alla scomposizione in parti separate (take down), per ottenere configurazioni più
compatte e più maneggiabili per il trasporto.
Un manufatto ripiegabile è dotato di elementi cerniera (a soluzione generalmente di
tipo cinematico) che aggiungono i desiderati gradi di libertà alla struttura in specifici nodi
della struttura, rendendola deformabile rigidamente (labile) fino alla configurazione non
operativa con facilità e in modo perfettamente reversibile (nel senso di preciso, funzionale e
sicuro indipendentemente dal numero delle operazioni e dalla situazione ambientale: Robust
Design). In pratica il prodotto è progettato come un cinematismo con due configurazioni di
riferimento: quella operativa (fruibile operativamente, per le attività funzionali) e quella non
operativa (destinata alle situazioni di trasporto e magazzinaggio). La ripiegabilità può essere
riferita alla compattazione del manufatto ottenuta con movimenti delle parti della struttura
(di per sé labile e resa rigida da elementi di blocco) che ne minimizzano il volume per
l’accostamento dei componenti (e.g. ombrello) oppure può riguardare effettive operazioni
di piegatura di componenti che in servizio sono configurati rigidamente (e.g. letto
ripiegabile, folding stock per fucile d’assalto).
La progettazione comprende quindi l’individuazione della configurazione ripiegata (che
si deve potere ottenere senza un numero eccessivo di piegature/movimenti), il
posizionamento delle linee di piegatura, la scelta e dimensionamento degli elementi cerniera
e degli elementi di blocco; per strutture pesanti o ingombranti può essere necessario
inserire attuatori per aiutare la variazione di configurazione, con adeguati accorgimenti per
garantire la sicurezza degli operatori (troppi incidenti – anche mortali - avvengono durante
queste operazioni!). Gli elementi di blocco (di tipo scioglibile, e che partecipano anche al
posizionamento) sono quelli necessari per
− stabilizzare il prodotto ripiegato,
− fissare la configurazione di servizio,
le due categorie di elementi di blocco non sono coincidenti in linea di principio, ma una
progettazione ottimizzata tende ad unificare il più possibile le due funzioni in un unico
elemento per ogni nodo (Principio di Semplicità) o addirittura per ogni linea di piegatura.
Per ottenere un’elevata sicurezza di funzionamento, gli elementi di blocco dovrebbero
− basarsi sul principio del bloccaggio di forma,
− essere a bloccaggio automatico e sbloccaggio comandato.
Quando il numero prevedibile di ripiegamenti sia ridotto e/o a piccolo angolo, si può
ricorrere ad elementi nodali che sfruttano la deformabilità di elementi elastici; il prodotto
cambia configurazione mantenendo rigide le parti strutturali principali e deformando punti
critici della struttura. In questa situazione, nella progettazione si devono affrontare severi
problemi di Fatica e Meccanica della Frattura dei Materiali, oltre alla necessità di avere
materiali a bassa isteresi. In queste soluzioni tecniche cambia la prospettiva riguardo agli
elementi di blocco che in generale devono farsi carico completamente della funzione di
posizionamento.
Infine, soluzioni interessanti per la compattazione di manufatti in condizione non
operativa, in sostituzione del take down, si possono ottenere impiegando elementi
espandibili a scorrimento (telescopici), libero o a fluido (gas o liquido), da dotare sempre di
blocco meccanico di sicurezza.
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Si citano, in questa sede, anche gli elementi strutturali gonfiabili e gli elementi
realizzati con materiali a memoria di forma (metallici o plastici), come soluzioni avanzate e
innovative.
5. DESIGN DRIVERS PER ASSEMBLY KITS
Nei casi c) un fattore critico progettuale è il montaggio per la messa in funzione, che è
eseguito in situazione difficilmente controllabile dal produttore, sia dal punto di vista del
personale sia dal punto di vista delle attrezzature impiegate per l’operazione sia, infine, dal
punto di vista del collaudo funzionale (che spesso è eseguito dal produttore medio solo su
pochi esemplari del primo lotto produttivo). La progettazione deve, quindi, mirare ad
ottenere un’affidabilità elevatissima nelle operazioni di montaggio, che devono essere
accuratamente pianificate e descritte con estrema chiarezza nelle istruzioni (vedi Fig. 1), e
non devono presentare possibilità d’errore (impiegare, a questo proposito, le tecniche Poka
Yoke).
I collegamenti possono essere sia scioglibili sia non scioglibili ma, in ogni caso, devono
essere semplici da mettere in opera e sicuri in servizio (condizioni genericamente sempre
consigliabili per qualsiasi manufatto ma importantissime in questo caso!). Inoltre, occorre
inserire nel MIM lo schema di semplici ma efficienti procedure di controllo funzionali e di
sicurezza che il montatore deve eseguire sul prodotto a fine montaggio prima dell’uso in
servizio a piena funzionalità.
Figura 1. Esempio di istruzioni per il montaggio.
(immagine concessa da erasmuskit.wordpress.com)
86
E’ buona regola, infine, predisporre corsi di addestramento (e di aggiornamento) per gli
installatori autorizzati e per i montatori dei casi c1) e c2), quando i prodotti da montare
siano di una certa complessità e/o possano presentare rischi negli eventuali
malfunzionamenti (e.g. condizionatori, cucine a gas, impianti termici etc.).
Categorie particolari, e molto importanti, sono quelle dei pezzi/componenti di ricambio
(detti anche ricambi) per parti soggette a consumo/degrado/obsolescenza e degli accessori
after-market per un certo manufatto (prodotti dalla stessa ditta o, più spesso, da ditte
diverse), per il miglioramento qualitativo, potenziamento quantitativo o l’aggiornamento
tecnico (upgrade). In questi casi, la ditta “proprietaria” deve adottare le tecniche della
Progettazione Modulare e della Progettazione per la Disponibilità riguardo ai propri ricambi
o accessori per l’upgrade o per la personalizzazione. Una problematica progettuale molto
più complessa è affrontata dagli altri produttori, che devono rendere il pezzo di ricambio o
accessorio perfettamente adattabile ad un prodotto (o a più prodotti, se il pezzo di ricambio
o accessorio è progettato come “universale”) di cui non hanno il controllo nel presente (lead
time!) e nel futuro. Anche con riferimento a questa situazione, secondo l’Autore, una
moderna deontologia produttiva richiede l’applicazione del principio di standardizzazione,
con gli ovvi limiti relativi alle situazioni industriali, a tutte le progettazioni e a tutti i
manufatti. Gli atti d’egoismo aziendale (e.g. l’inibizione con artifici tecnici – o con
protezioni brevettali - dell’uso di ricambi o accessori “non proprietari”, anche se di elevata
qualità tecnica) possono essere profittevoli nel breve periodo, ma alla lunga non pagano
perché
a) deprimono la creatività tecnologica di un settore merceologico,
b) riducono la possibilità per il cliente/utente di governare il mercato in senso
virtuoso (scegliendo i prodotti a maggior value),
c) rendono meno appetibile il prodotto “principale” per la carenza di
alternative/disponibilità;
il risultato è un danno oggettivo diretto e indiretto per il prodotto “principale”.
Nei casi c3), come già detto, il montatore è l’utente finale (“uomo della strada”) e la
situazione è particolarmente critica; per questo sono necessarie architetture e procedure
foolproof, oltre che mistakeproof, soprattutto se il prodotto può presentare problemi di
sicurezza. Alcuni semplici accorgimenti sono:
− inserire nel manufatto semplici indicatori di corretto montaggio: questi possono
essere visivi (riferimenti sui pezzi, colorazioni etc.) o “sensibili” in senso lato
(rilevazione con il tatto di protuberanze, scalini o rugosità, oppure percezione di
“scatti” che identificano il corretto posizionamento o bloccaggio, etc.),
− evitare procedure di montaggio che richiedano misurazioni da parte dell’utente
(che generalmente ha scarse nozioni di metrologia),
− fornire nella scatola di montaggio un set di attrezzi specifici per avere (almeno) il
controllo delle attrezzature usate.
Si deve considerare che, nella maggior parte dei casi, il cliente/utente ha scarsa
esperienza di montaggio in generale e spesso monta il manufatto per la prima volta;
quindi difficilmente egli
− ha la certezza che il risultato finale sia quello previsto: una cosa è l’esperienza
personale sull’oggetto e relativa verifica di corretto (?) funzionamento, altra cosa
sono le indicazioni del MIM, scritte e/o pittografiche,
87
−
riesce a governare e controllare pienamente le singole specifiche di collegamento
delle varie parti (serraggio viti, battute di posizionamento, giochi di montaggio
etc.).
Un efficace design driver (valido, peraltro, in ogni situazione di montaggio) prescrive
la separazione del posizionamento (da rendere semplice e facilmente verificabile) dal
bloccaggio. Per quest’ultimo vanno ridotti al minimo necessario i collegamenti di tipo non
scioglibile per permettere la correzione di eventuali manovre errate o posizionamenti
imprecisi; un’eccezione è costituita dagli incollaggi con adesivi che permettono il
riposizionamento degli aderendi (ma entro tempi usualmente ridotti: fino a qualche minuto).
In chiusura, si segnala che la responsabilità di prodotto in caso di malfunzionamento o
incidente è generalmente diversa nei tre casi c):
−
nel caso c1): ricade sostanzialmente sul rivenditore, che potrà scaricarla sul
produttore solo se si riscontrassero difetti occulti dei componenti e
dell’architettura del prodotto o evidenti carenze nel MIM/MUM (che però
dovrebbero essere comunque controllati dal montatore), perché non è il
produttore ad aver eseguito il montaggio finale e il collaudo del singolo
manufatto;
−
nel caso c2): come c1) se l’installatore è un dipendente del rivenditore, altrimenti
si ha una responsabilità dell’installatore come persona giuridica, eventualmente
attenuata dai difetti occulti sopra citati;
−
nel caso c3): la responsabilità del rivenditore è limitata ai difetti di integrità (in
senso quantitativo e/o qualitativo) del contenuto della scatola di montaggio,
perché c’è l’obbligo di controllo del materiale venduto, mentre il produttore si
assume l’onere principale in caso di malfunzionamenti o danni in servizio; errati
montaggi da parte dell’utente, se non dovuti a dolo o colpa grave (nell’accezione
giuridico-tecnica dei termini), sono da imputare in linea di principio a carenze
della progettazione e/o del MIM/MUM. Il valore giuridico delle non assunzioni
di responsabilità del fabbricante [o del rivenditore] in presenza di errori di
montaggio, a volte riportate nei MIM, è scarso (anche in presenza di
un’eventuale accettazione scritta da parte del cliente che, peraltro, in sede legale
potrebbe essere facilmente impugnata per disinformazione-subornazioneincomprensione) mentre è assolutamente nullo quello etico.
Inoltre, la mancata evidenziazione nel MIM/MUM di tutte le situazioni pericolose, sia
nel montaggio/smontaggio sia nel funzionamento, che possano verificarsi per effetto di
manovre errate durante il montaggio/smontaggio può assumere la veste giuridica del dolo
eventuale.
BIBLIOGRAFIA
[1] Medri, G., 2008. Cenni di Progettazione di Prodotto, Liguori Ed., Napoli.
88
DEVELOPMENT OF A FLEXIBLE MULTIBODY MODEL
OF A MOTORCYCLE ENGINE CRANKTRAIN
Stefano Ricci
Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Marco Troncossi
Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Alessandro Rivola
Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. This paper addresses the development of an elastodynamic model of a motorcycle
engine cranktrain, aimed at accurately evaluating the interactions between the crankshaft
and the engine block, thus allowing an improved structural design.
Starting from the CAD geometry of the components, a rigid multibody model is first
implemented and simulated by means of a commercial software package; only kinematic
joints are involved at this stage, leading to a statically determinate assembly of the
mechanism.
Such a modelling approach prevents the loads at certain interface locations to be
evaluated; furthermore, high frequency dynamic effects cannot be predicted. These
drawbacks can be removed by introducing bushing-like elements and/or modelling
component flexibility.
In this work, this latter aspect is the objective of the investigation; in particular, a finite
element model of the crankshaft is implemented as a replacement for the corresponding
rigid member. The well-established Craig-Bampton model reduction technique is used to
represent the elastodynamic behaviour of the component with a limited number of
coordinates. The mode selection procedure is emphasized here: a measure of modal
dynamic importance, namely the effective interface mass fraction, is used to rank fixedinterface normal modes based upon their contribution to loads at the substructure
interface; choosing the modal base according to such ranking leads to a minimal yet
accurate representation.
Keywords: engine cranktrain, flexible multibody modelling, model reduction, effective
interface mass
89
1. INTRODUCTION
Modern powertrain design is facing increasingly strict requirements in terms of emissions,
fuel consumption, noise and vibration levels. In recent years, this trend is extending
towards the motorcycle industry, in which competitive design focused on achieving a high
power-to-weight ratio calls for optimized engine components. This in turn requires the
adoption of a multi-disciplinary approach early in the conception phase, and the use of
advanced simulation tools which might help the analyst in gaining a deeper insight into the
physical phenomena associated with the engine operation. Concerning powertrain
dynamics, modern analysis techniques involve the use of multibody simulation tools, which
allow an accurate prediction of the operational loads acting on the engine components,
leading to an optimal structural design.
Several approaches are described in literature dealing with multibody modelling of
internal combustion (i.c.) engine powertrains. Some papers deal with the construction of
fully coupled cranktrain models through the use of commercial multibody dynamics codes,
which provide a general modelling platform for mechanical systems, see e.g. [1-2]; the
equations of motion are in this case implicitly produced by the software kernel, and solved
by means of some standard integration scheme. As an alternative, some studies describe the
development of specialized modelling codes, see [3-4]; the system equations of motion are
retrieved analytically, converted to computational code and solved numerically.
In this work the former approach has been followed, the model being developed by
means of ADAMS multibody simulation software; this package offers standard
performance in terms of results accuracy versus simulation time, also allowing for
integration with other simulation tools, e.g. Finite Element codes, and a straightforward
procedure in defining customized subroutines. These aspects play an important role in the
perspective of developing an integrated, multi-disciplinary i.c. engine simulation platform,
which is the ultimate goal of the research framework this work is part of.
In the context of multibody modelling, the definition of a system made up of rigid links
connected to each other via kinematic joints typically represents the first step in the
process: in fact, commercial multibody software platforms offer both CAD interfaces and
joint libraries, permitting the analyst to set up a basic dynamic model with small time and
effort. Clearly, this modelling approach is affected by some important limitations: first of
all, the adoption of rigid bodies in combination with kinematic joints prevents some
interface loads to be evaluated whenever the mechanism under study exhibits some static
indeterminacy; furthermore, any structural dynamic effect, which might contribute
significantly to the actual loads, is evidently lost. These shortcomings can be eliminated by
embracing a refined modelling methodology, based upon the introduction of non-ideal
joints at interface locations, e.g. bushings, and the inclusion of component flexibility. The
latter in particular is a necessary task if one wants to capture dynamic effects which arise in
high-speed applications, and is the main concern of this paper.
In flexible multibody dynamics, the floating frame of reference formulation is the most
widely used method to account for component flexibility [5]; according to such approach,
the motion of each flexible body is subdivided into a reference motion, which can be
described according to rigid multibody formalism, and a deformation. The Finite Element
Method is used to describe such a deformation; since small displacements and rotations are
assumed to occur about the floating frame, linear methods borrowed from structural
dynamics can be exploited, such as modal superposition techniques. These techniques are
used to reduce the number of coordinates required to describe the component deformation;
90
Figure 1. Drawing of the cranktrain under study.
this is accomplished by means of some coordinate transformation, which normally involves
the definition of proper component mode shapes. Several Component Mode Synthesis
methods have been proposed in the past [6-9], the Craig-Bampton approach being the most
popular amongst the multibody dynamics community. The coordinate transformation
matrix is build up in this case starting from the computation of constraint modes and fixedinterface normal modes; proper selection of the latter is a non-trivial task, and several
papers exist on the subject, see e.g. [10]. In this work the selection procedure is carried out
in accordance with a modal ordering scheme based on the Effective Interface Mass
measure of dynamic importance [11-12], which ranks modes based upon their contribution
to loads at component interface.
This paper discusses the first steps in the development of a multibody model of a
Ducati L-twin, four strokes engine cranktrain. The ultimate purpose of such model is the
accurate prediction of the loads acting on the main components in the system, with special
regard to the engine block; this will eventually enable a refined structural design, resulting
in a weight reduction combined with improved overall performances. After a brief
description of the system under study (Section 2), the modelling process will be reviewed:
in Section 3 a rigid multibody model is presented, and inherent limitations are highlighted;
Section 4 depicts the flexible multibody implementation, mainly focusing on the adopted
methodology. Some concluding remarks and future research directions are eventually given
in Section 5.
2. SYSTEM DESCRIPTION
As mentioned, this study deals with the cranktrain of a motorcycle i.c. engine. Figure (1)
shows a schematic of the mechanism: the main component in the system is a single throw
crankshaft on four main journals; the shaft carries a flywheel and two pinions, transmitting
power to the valvetrain and the clutch. Two connecting rods, arranged in a 90° V
configuration, act on the crankpin through hydrodynamically lubricated journal bearings;
wrist pins connect the two pistons to the respective conrods.
91
3. RIGID MULTIBODY MODELLING
The first step in the modelling process was the definition of a multi-rigid-body model of the
system. Starting from 3D CAD models of the components, these were imported into the
multibody environment and assembled by means of kinematic joints. Great care was taken
here to build a single degree-of-freedom (DOF) system: joints and joint primitives were
arranged with such purpose, preventing the software to automatically detect, and remove,
any redundant constraints.
Model inputs are the combustion forces acting on both pistons, resulting from an
experimental test campaign, and torques driving the valvetrain and the geartrain; the former
were estimated by the manufacturer by means of some analytic model, while the latter were
obtained by simply enforcing periodic speed oscillations over the engine cycle.
Estimates of the loads acting on both the connecting rod and the crankshaft were
retrieved as a result of this first dynamic model; comparable results might be obtained by
means of analytic models (as those currently used in the design phase by the manufacturer)
based on classic formulations, see e.g. [13].
The described model shows some evident limitations: firstly, loads at two out of four
main bearing locations cannot be evaluated, since static indeterminacy of the assembly
cannot be treated with a purely kinematic approach; secondly, the elastodynamic effects,
which might have a major impact on the estimated loads provided the high rotational speed
of the engine (10000 rpm), are completely neglected. These drawbacks can be removed by
introducing non-ideal joints at the main interface locations, and by modelling component
flexibility. Both procedures concur towards the definition of a more realistic model, which
should be capable of predicting the interactions between the crankshaft and the engine
block with improved accuracy. Only the latter has been considered thus far, and will be
presented in the next section.
4. FLEXIBLE MULTIBODY MODELLING
The development of a flexible multibody model usually requires a pre-processing stage in
which a Finite Element (FE) model of the designated component is produced. Whenever
the FE discretization results in a large model order, which is often the case when dealing
with solid meshes, some reduction procedure is needed to reduce the number of coordinates
required to describe component flexibility; this can then be accounted for in nonlinear
dynamic simulations at acceptable computational cost. The assumption here is that the
deformation of the flexible body keeps small with respect to a body local reference frame,
which in turn undergoes large, nonlinear motion relative to an inertial global reference
frame; linear elastic theory is used to describe such deformation, which is approximated as
a linear combination of a number of shape vectors:
u
Tv
(1)
where u is a vector of physical coordinates, i.e. translations (and rotations, if any) of the FE
nodes, T is a matrix holding the shape vectors as columns, and v is a vector of generalized
coordinates. Usually, the dynamic behaviour of the FE component in a certain frequency
range of interest can be captured using a much smaller number of generalized coordinates
compared with the original number of physical coordinates: there lies the model reduction.
92
Several model reduction methods were proposed in the past [6-8] which rely on a
coordinate transformation as the one defined by Eqn. (1); they basically differ from each
other in the selection of the mode set used to build the transformation matrix T, which can
include normal modes, constraint modes, and attachment modes. A comprehensive
overview of those techniques, which are referred to as Component Mode Synthesis (CMS)
or substructuring techniques, can be found in [9].
Craig-Bampton model reduction
In this study the Craig-Bampton (CB) approach has been used and will be briefly reviewed
here. The equilibrium equation for the free-free, undamped structure holds:
Ku
Mu
(2)
f
where M and K are the FE mass and stiffness matrices, respectively, and f is the external
force vector. The physical DOFs are partitioned into two complementary sets, the interface
DOFs (subscript a, “active”) and the interior DOFs (subscript o, “omitted”):
ªM aa
«M
¬ oa
a ½ ªK aa
M ao º ­u
® ¾ «
»
o ¿ ¬K oa
M oo ¼ ¯u
K ao º ­u a ½
® ¾
K oo »¼ ¯u o ¿
­f a ½
® ¾
¯0¿
(3)
where it has been assumed that external loads, i.e. external forces/torques, are applied only
at the interface DOFs; clearly this requires a proper a-set definition. The following
coordinate transformation is then introduced:
­u a ½
® ¾
¯u o ¿
ª I 0 º ­u a ½
« » ® q ¾
¬
¼¯ ¿
(4)
in which is a matrix of shapes obtained considering the lower partition of the static
portion of Eqn. (3) and solving for the o-set displacements
uo
K -oo1 K oa u a
u a
(5)
while is a matrix of shape vectors satisfying the o-set eigenproblem
K oo M oo (6)
The first Na columns of the transformation matrix in Eqn. (4) represent the static
deformation shapes of the component when subjected to unit displacements at each of the
a-set DOFs, the other being restrained; these are termed constraint modes in literature. The
last No columns are fixed-interface normal modes, i.e. eigenvectors, representing the
dynamics of the substructure interior relative to the interface; the corresponding
eigenvalues are collected in the diagonal matrix . As one might notice, the generalized
coordinate vector comprises both physical displacements, u a , and modal displacements, q;
the fact that interface DOFs are retained in the reduced representation greatly facilitates
component coupling, this being probably a major reason for the success of the CB method.
93
Introducing the transformation in Eqn. (4) into Eqn. (3), and pre-multiplying by the
transpose of the transformation matrix, the CB substructure representation is obtained:
ªM s
«
¬ -P
a ½ ªK s
-P T º ­u
» ® ¾ «
I ¼¯ q ¿ ¬ 0
0 º ­u a ½
® ¾
¼» ¯ q ¿
­f a ½
® ¾
¯0¿
(7)
where the fixed-interface modes have been normalized with respect to the o-set mass
matrix. In Eqn. (7) the following positions hold:
Ms
M aa M ao T M oa T M oo (8)
K aa K ao (9)
Ks
P
T
M oo M oa (10)
being M s and K s the statically reduced mass and stiffness matrices, respectively; the
matrix P is called the modal participation factor matrix, and contains the multiplication
factors for the acceleration inputs at the interface DOFs governing the response of the fixed
interface modal coordinates:
q
q
a
Pu
(11)
A modal selection problem arises at this point. Clearly, the two most important aspects
of such a problem are model order and model accuracy: an optimal reduction would result
in the minimal set of component modes which ensures acceptable accuracy in the simulation results. Concerning the CB mode set, the definition of the constraint modes directly
come from the coordinate partitioning process, which in turn is dependent upon the choice
of interface DOFs; usually, these are selected based upon the knowledge of constraint and
applied load locations. On the other hand, the choice of fixed-interface normal modes to
retain in the reduced representation is somewhat arbitrary. In this work the normal mode
selection is carried out in accordance with a modal ordering scheme based on the Effective
Interface Mass (EIM) measure of dynamic importance, which constitutes a generalization
of the effective mass concept that has been traditionally used by structural dynamicists to
assess the completeness of a reduced mode set. The EIM approach was introduced by
Kammer et al. [11-12] already in the mid-nineties, with main goals being pure structural
dynamics and control-structure interaction applications; here the authors propose a possible
extension towards multibody dynamics, which is the main novelty character of this paper.
Modal selection procedure
The EIM measure was developed by considering Eqn. (11), from which the time-domain
response of the i-th fixed-interface mode to the a-set inputs can be computed as:
qi
³
t
0
a W Zi-1 sin ª¬Zi t W º¼ dW
Pi u
(12)
being Zi the mode eigenfrequency. Denoting the convolution integral as Vi , the previous
can be expressed in a more compact form as:
94
Zi-1Pi Vi
qi
(13)
from which the corresponding modal acceleration results:
Zi-1Pi V
i
qi
(14)
Once again considering Eqn. (7), its upper partition holds:
a K s u a
Msu
fa fq
(15)
has been designated as f q , representing the portion of the load at
in which the product P T q
the interface due to the response of the fixed interface modes. Using Eqn. (14), this can be
expressed as:
fq
PTq
No
No
No
¦ Zi-1PiT Pi Vi
¦ PiT qi
i 1
¦Z
-1
i
i 1
Mi V
i
(16)
i 1
The norm of the matrix M i gives thus a relative measure of the contribution of the i-th
fixed interface mode to the loads at the interface; summing all the contributions produces
the so-called Reduced Interior Mass (RIM) matrix:
No
M
No
¦M ¦P
T
i
i
i 1
Pi
PT P
(17)
i 1
Substituting Eqn. (10) into Eqn. (17) and bearing in mind that, as mentioned, normal modes
are mass normalized, gives after some simple manipulation:
M
1
M ao T M oa T M oo M ao M oo
M oa
(18)
It is worth noting that such expression can be computed based solely upon the partitioned
FE mass and stiffness matrices, and is thus totally independent of any eigenvalue solution.
By using some appropriate matrix norm, e.g. the trace norm, it can be used as an absolute
reference with respect to which the dynamic importance of each mode shape can be
computed. The EIM value of the i-th fixed interface mode is then introduced:
Ei
tr M i tr M (19)
By using an analogous expression, a measure of dynamic completeness of a reduced
representation in which Nk normal modes are retained is given by:
Ek
tr M k tr M (20)
where M k is obtained by simply extending the summation in Eqn. (17) to the k-set modes.
95
0
10
-1
10
EIM value
-2
10
-3
10
-4
10
-5
10
0
10
20
30
40
50
60
70
Normal mode number (modes sorted based upon eigenfrequency)
80
Figure 2. EIM values of fixed interface normal modes.
Though representing E k a cumulative sum of the k-set EIM values, it can be computed
independently from the specific criterion used for modal selection, and can thus be used as
a general modal completeness indicator whether the EIM approach is adopted or not.
Application to crankshaft modelling
A FE model of the crankshaft was produced first: the CAD geometry was simplified by
removing all those features, as small fillets, which do not contribute significantly to the
dynamic behaviour of the component, in order to simplify the meshing phase. This latter
process was accomplished in the perspective of limiting the total number of elements, at the
same time controlling their distribution around interface areas. The two pinions and the
flywheel were modelled as point elements (with properly defined inertial properties),
connected to solid mesh nodes by means of rigid spiders.
The discussed model reduction and modal selection methodologies were implemented
as following:
x interface nodes were defined at main bearing and crankpin journals, as well as at
clamping locations of the two pinions, for a total of 48 interface DOFs (a-set);
x a CB solution including 80 normal modes was computed trough Nastran FE
solver;
x the RIM matrix was computed starting from component FE matrices, by
implementing an ad hoc Nastran DMAP alter;
x the EIM values were computed in Matlab starting from CB and RIM matrices
exported from Nastran in the previous steps. Slightly different expressions with
respect to those in Eqn. (19), (20) were used in order to properly weight
translational and rotational DOFs; for further details see [11].
Figure (2) shows the computed EIM values for all 80 normal modes (those having an EIM
value above 0.001 are highlighted): as one might have expected, in this case the low
96
1
Cumulative sum of EIM values
0.9
0.8
0.7
0.6
0.5
0.4
0.3
0.2
modes sorted based upon eigenfrequency
modes sorted based upon EIM value
0
10
20
30
40
50
60
70
Number of normal modes retained in the CB solution
80
Figure 3. Cumulative EIM sum according to different modal ordering schemes.
frequency modes give a major contribution to forces at the substructure interface; however,
clearly there can be some high frequency mode contributing as much as some lower
frequency one. Figure (3) shows the EIM cumulative sum for modal ordering schemes
based upon eigenfrequency (black line) and EIM values (grey line): curves are very close
in this case, both approaching quite quickly the maximum value of 1 (corresponding to the
unreduced case Nk = No). Of course, for any given number of retained modes, the line
related to the modal selection scheme based upon eigenfrequency is lower than, or equals,
the one related to the EIM-based approach: it is evident that the mode set chosen based
upon EIM values constitutes the minimal set providing any specified dynamic
completeness expressed in terms of EIM cumulative sum.
In this study a threshold of EIM cumulative sum was fixed at 0.9, i.e. 90% of dynamic
completeness in terms of E k , corresponding to 18 normal modes, see Fig. (3): in this
particular case the selected normal mode set results independent of the specific modal
ordering scheme, since the 18 lowest frequency eigenmodes are also those having the
highest EIM values, see Fig. (2). The selection procedure was then easily implemented
using Nastran standard functions.
Nonlinear dynamic simulations
At this point, the rigid crankshaft within the multibody model was replaced by its
corresponding flexible component. Dynamic simulations were performed, comparing the
results obtained by using in one case the discussed CB reduction and mode selection
procedure, in the other a standard practice consisting in truncating the CB reduced solution
at twice the maximum frequency of interest. Reaction forces acting on central main bearing
journals are shown in Fig. (4): some clear differences appear between the two approaches,
being in this case the EIM one capable of capturing higher frequency dynamic effects.
97
Despite comparable simulation times, the EIM-based reduced solution seems to lead to
a more realistic prediction of the loads acting at the crankshaft-engine block interface: of
course interpreting such numerical results constitutes a very difficult task, and some
validation would be needed; however, this is outside the scope of the present paper and will
be the objective of further investigation.
5. CONCLUSIONS
The development of a flexible multibody model of a motorcycle engine cranktrain has been
presented. A rigid-body model was firstly implemented, providing quite similar results as
those obtained using some analytical approach by the manufacturer. The main limitations
4
6
x 10
EIM approach
standard approach
Force magnitude (N)
5
4
3
(a)
2
1
0
0
100
200
300
400
Crank angle (deg)
500
600
700
4
5
x 10
EIM approach
standard approach
4.5
Force magnitude (N)
4
3.5
3
(b)
2.5
2
1.5
1
0.5
0
100
200
300
400
Crank angle (deg)
500
600
700
Figure 4. Forces on main bearing journals: (a) clutch side and (b) flywheel side.
98
of such model have been discussed, which require the adoption of a refined modelling
approach. In particular, the inclusion of a flexible model of the crankshaft has been
reviewed in this paper, with an emphasis on the model reduction methodology: a procedure
based on EIM values has been employed to select the normal mode set used to construct a
CB reduced representation of the component, leading to an improved load prediction and
optimal simulation times.
Further developments involve the integration of bearing models into the multibody
system, and the implementation of flexible models for the connecting rods and, mainly, for
the engine block: in this case the described model reduction and modal selection
procedures might lead to significant benefits in terms of result accuracy versus
computational cost. Nonlinear dynamic simulations of the resulting model will definitely
allow a more accurate constraint reaction prediction, which will constitute the basis for the
subsequent stress evaluation and design optimization process.
Acknowledgements
The research has been performed in the framework of the FIRB project N. RBIP068WAA
titled “Definition of an integrated platform for the design of engine components of
motorvehicles characterized by a low weight/power ratio and reduced environmental
impact, by means of novel modelling methods and by carrying out research on innovative
materials and process technologies, also transferable to other vehicle components”. The
support of the Italian Ministry of Education, University and Research is gratefully
acknowledged.
REFERENCES
[1] Du, H.Y.I., 1999. “Simulation of flexible rotating crankshaft with flexible engine block and
hydrodynamic bearings for a V6 engine”. SAE 1999-01-1752.
[2] Mayer, L., Zeischka, J., Scherens, M., and Maessen, F., 1995. “Analysis of flexible rotating
crankshaft with flexible engine block using MSC/NASTRAN and DADS”. In Proceedings of 1995
MSC World User’s Conference, University City, CA, pp. 1–15.
[3] Ma, Z.-D., and Perkins, N.C., 2003. “An efficient multibody dynamics model for internal
combustion engine systems”. Multibody System Dynamics, 10(4), November, pp. 363–391.
[4] Mourelatos, Z.P., 2001. “A crankshaft system model for structural dynamic analysis of internal
combustion engines”. Computers & Structures, 79(20-21), August, pp. 2009–2027.
[5] Shabana, A.A., 2005. Dynamics of multibody systems, 3rd ed., Cambridge University Press, New
York.
[6] Craig, R.R., and Bampton, M.C.C., 1968. “Coupling of substructures for dynamic analyses”.
AIAA Journal, 6(7), July, pp. 1313–1319.
[7] MacNeal, R.H., 1971. “A hybrid method of component mode synthesis”. Computers &
Structures, 1(4), December, pp. 581–601.
[8] Rubin, S., 1975. “Improved component-mode representation for structural dynamic analysis”.
AIAA Journal, 13(8), August, pp. 995–1006.
[9] Craig, R.R., 2000. “Coupling of substructures for dynamic analysis: an overview”. In
Proceedings of 41st AIAA/ASMA/ASCE/AHS/ASC Structures, Structural Dynamics and Material
Conference, Atlanta, AIAA-2000-1573.
99
[10] Spanos, J.T., and Tsuha, W.S., 1991. “Selection of component modes for flexible multibody
simulation”. AIAA Journal of Guidance, Control, and Dynamics, 14(2), March-April, pp. 278–286.
[11] Kammer, D.C., and Triller, M.J., 1994. “Ranking the dynamic importance of fixed interface
modes using a generalization of effective mass”. International Journal of Analytical and
Experimental Modal Analysis, 9(2), April, pp. 77–98.
[12] Kammer, D.C., and Triller, M.J., 1996. “Selection of component modes for Craig-Bampton
substructure representations”. ASME Journal of Vibration and Acoustics, 118(2), April, pp. 264–270.
[13] Bocchi, G., 1987. Motori a quattro tempi, Hoepli, Milano (in Italian).
100
PRELIMINARY INVESTIGATION ON CREEP-FATIGUE
REGIME IN EXTRUSION DIES
Barbara Reggiani
Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Lorenzo Donati
Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Jie Zhou
Department of Materials Science and Engineering,
2Delft University of Technology, Delft, The Netherlands
E-mail: [email protected]
Luca Tomesani
Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. Aim of this work was to investigate the effect of process parameters on the creepfatigue behaviour of a hot-work tool steel for aluminium extrusion die. To this aim, a
technological test in which the specimen geometry resembled the mandrel of a hollow
extrusion die was developed. Tests were performed on a Gleeble thermomechanical
simulator by heating up the specimen using joule’s effect and by applying cyclic loading up
to 6.30 h or till specimen failure. During the tests performed at 380°C, 490°C, 540°C and
580°C and under the average stresses of 400, 600 and 800 MPa the displacements of the
mandrel were determined. A dwell time of 3 min was introduced in the fatigue cycle to
simulate the time required to extrude a single billet and to understand the creep behaviour.
The results proved the capability of the test to physically simulate the loading conditions
acting on hollow dies during extrusion and revealed the main mechanisms of creep-fatigue
interaction.
Keywords: creep, fatigue, creep-fatigue interaction; AISI H11 tool steel; extrusion die.
1. INTRODUCTION
Die is subjected to severe and complex state of stress during aluminium hot extrusion. The
load is produced by the ram that forces aluminium to flow through the die at a temperature
in a range of 400°C – 580°C. Loading and unloading cycles correspond to repetitive ram
strokes at a frequency of 1 to 5 billets every 10 min [1]. Depending on the batch size and
101
die lifetime, up to hundred billets may be consecutively extruded, thus placing the die in the
typical low-cycle fatigue regime. The amplitude of the mechanical load on the die is large,
varying from zero to a peak value at the beginning of each ram stroke. When a thermal
balance of the press is attained after a small number of ram strokes, the die temperature
remains fairly stable [2]. Thus, for simplification purpose, the thermal oscillations of the die
may be neglected. In addition, the total loading/unloading time for the whole batch and the
temperature that the die is exposed to are high enough to consider the creep behaviour of
the die, particularly for hollow dies. In a hollow die, thin bridges supporting the mandrel,
i.e. the part of the die defining the internal shape of the profile, are the most stressed and
vulnerable in the die assembly, as these are exposed to the highest process temperature and
stress. Hence, the combination of dynamic, heavy loading and high temperature sets a
hostile working condition for the mandrel. Premature failure may occur after a certain
number of loading/unloading cycles as a result of creep-fatigue interaction.
A number of investigations have been carried out to analyze the creep-fatigue regime
[3-5]. In parallel to experimental investigations, numerical simulations through finite
element (FE) calculations have been performed to predict the levels of stress and strain as
well as the lifetime of the tools during the extrusion process [6-9]. The common effort of
these studies was to the optimization of the mechanical performances of tools, related both
to design and material. However, on one side, the experimental investigation were mainly
based on standard specimen, thus not accounting for the real stress and strain gradient and
distribution and superficial roughness present in industrial extrusion dies. On the other side,
complex analytical models have been proved to be required in order to correctly describe
most of the experimentally observed effects under monotonic or cyclic loadings. Indeed,
these models are nowadays only partially available within the main commercial FE codes.
The new technologies developed for aluminium extrusion aim to minimize the tool
system-material flow interference and optimize the mechanical performance of the die that
is related both to design and tool steel. The design step requires methods capable of fast
analysis in order to verify the possible solutions found and, in this direction, FE codes are
powerful instrument for this type of analysis. Specific models for die lifetime prediction are
needed in order to obtain an accurate FEM analysis, and have to be validated with
experimental tests. In addition, die maker are interested to evaluate for example modified
steel compositions, or different heat treatment cycles for lifetime improvement in typical
loading conditions to which the die is subjected during and extrusion process.
Aim of this paper is to present an innovative test in which the specimens were designed
with a shape close to that of the die bridges and tested using a thermomechanical simulator
(Gleeble). The test is therefore able to replicate the creep-fatigue loading scheme typical of
an extrusion die and to estimate the level of the achieved deformation, but accounting for
realistic stress and strain distributions and superficial roughness. The test has also the
potentiality to quantify the efficiency of different tool steel chemical composition or of the
heat treatment parameters in term of die life expectations. The experimental campaign
consisted of different temperatures and stress levels, allowing the analysis of the correlation
between the die deformation and the process parameters in the creep-fatigue regime.
102
Temperature [°C]
Austenitizing
1000°C
Second tempearing
585°C
First tempearing
500°C
Quenching
Annealing
30 min
(nitrogen)
5h
4.5 h
Figure 1. Heat treatment applied to the AISI H11 steel.
Table 1. Chemical composition of the AISI H11 steel used in the present study (in wt. %).
C
Si
Mn
P
S
Al
Cr
Mo
Ni
Cu
V
0.38
0
1.06
0
0.45
0
0.01
6
0.00
2
0.00
5
4.96
0
1.21
0
0.22
0
0.07
0
0.31
0
2. MATERIALS AND METHOD
The hot-work tool steel AISI H11 (X37CrMoV5-1) with a tempered martensitic structure
was investigated in this work. Its chemical composition is presented in Tab. (1).
In order to define the final specimen geometry and the testing conditions, the step
procedure in Fig. (2) was used. Two porthole dies with different bridges shape were
included in the 3D simulation of the extrusion process performed by means of DEFORM
3D TM, as shown in Fig. (3). Setting the appropriate initial process parameters, the output of
these simulations were the pressure and the force components acting on the dies as exerted
by the deforming billet.
Process paramaters
Simulation of the extrusion process
load acting on the die
Defintion of the stress
level in a extrusion die
Additional specifications/requirements
Specimen shape optimization
Figure 2. Step procedure used to define the specimen design.
103
Figure 3. Geometry of the dies used in the 3D simulation of the extrusion process.
These information were transferred to an FE code purposely dedicated to structural
analyses in order to provide a more accurate and reliable assessment of the stress level of
the dies. Av average number of 600000 10-noded tetrahedral solid elements were used for
the two die geometries and a linear elastic material model was assumed (E= 210000 MPa,
ν=0.3). The FE models were constrained according to the setting of the die in a real
process. A macro has been purposely wrote to transfer the load form DEFORM 3D to the
structural code. In Fig. (4) is shown the average Von Mises stresses in the bridges sections.
The average Von Mises stress was computed in a number of spatial intervals in which the
cross-section of the bridge for the two dies has been divided, as shown in Fig. (4).
As can be observed in Fig. (4), the Von Mises stress in the bridges was in the range of
400MPa to 800MPa. Thus, three levels of stress were chosen to test the specimens with the
Gleeble system: 400, 600 and 800 MPa. In order to investigate the widest range of
temperatures achievable in any kind of extrusion processes, four levels of temperatures were
tested: 380°C that represents the extrusion of very soft alloys, 490°C and 540°C that is the
typical temperature range for processing medium-high strength aluminium alloys, and
580°C (very near to the second tempering temperature) that usually represent the maximum
temperature achievable on the surface of an extruded profile.
Figure 3. Average Von Mises stress (MPa) in one of the two analyzed dies.
104
Figure 4. Average Von Mises stress comparison between the two dies.
A number of specifications/requirements were taken into account in order to define the
final specimen design. A double fixed end beam loaded in the middle was used as the basic
scheme to reproduce the loading conditions acting on the mandrel as well as the same stress
distribution, as shown in Fig. (5).
FE analysis of the tool-specimen contact and specimen deformation was performed to
optimize the specimen geometry and dimensions and to select the load intensities in order to
achieve specific average values of stress on the specimen legs (400, 600 and 800 MPa).
Additional requirements were due to the thermo-mechanical simulator Gleeble. In
particular, the peak force/load in compression had not to exceed 80 kN and the force
measurement accuracy was +/- 1% of full scale (+/- 0,8 kN). Moreover, the specimen had to
be workable by means of the same working scheme of industrial dies in order to replicate
the same roughness and surface characteristics. Several shapes were investigated. In Fig. (6)
are reported some examples.
Figure 5. Loading and stress distribution scheme in a cross-section of a porthole die.
105
Figure 5. Examples of the investigated specimen shapes.
The final shape of the specimen, showed in Fig. (6), met the most severe constrains and
requirements. The specimen replicated the geometry of the die mandrel on a smaller scale,
this contained a core support and two bridges. This geometry included all the characteristic
elements of a hollow die, including fillet radius, the height and width of the bridges. This
shape permitted to perform the tests by means of two flat tools made of AISI H-13 steel
with an hardness of 55 HRC, easily workable and not damageable.
Figure 7 shows an average stress of 400 MPa at the specimen legs reached under a
particular loading condition.
Figure 6. Geometry and dimensions of the specimen.
Figure 7. (left) FE model of the tool-specimen contact and (right) Von Mises stress
distribution in the specimen (400 MPa being the average value of the stress in the bridge of
the specimen).
106
During the test, a fully compressive cyclic load was applied to the specimen mandrel
and transferred to the bridges, resulting in mostly shear stresses. In order to replicate the
loading conditions that occur to the die during the extrusion process, a dwell time (DT) of 3
min was included in the stress-controlled fatigue loops. The time-history of mechanical
waveforms and thermal load is schematically shown in Fig. (8).
The first 600 s were given to allow the specimen to reach the temperature set, while
thermal expansion of the specimen occurred. A minimum compressive load of 2 kN was
maintained during the test in order to keep the specimen on hold between the tools. The
tools were made of the same steel as the specimen and had a hardness value of 55 HRC.
The four levels of temperatures (380, 490, 540 and 580 °C) and three levels of stress (400,
600 and 800 MPa which were the average values of the Von Mises stress at the bridge area
of the specimen) chosen were applied to cover the thermo-mechanical conditions that the
mandrel of a hollow die may encounter in extrusion practice.
As previously reported, a servo-hydraulic thermo-mechanical simulator, Gleeble1500D, showed in Fig. (9), was used for the tests. The specimen was heated up using the
Joule’s effect, with a close-loop feedback signal enabling precise control of the heat input
throughout the test. Two thermocouples were spot-welded on the surface of the specimen,
one for regulating heating in order to maintain the preset temperature during the test and
another for additional monitoring. The displacements of the tools were registered
throughout the test. All the tests were terminated after 6.30 h, corresponding to 106 loading
cycles, unless the specimen broke prematurely. After unloading and cooling down to room
temperature, the final height of the specimen was measured to obtain the data of its final
permanent deformation.
T°
10 sec
Load
3 min
2 KN
600 sec
Time
600 sec
9 sec (unload)
Figure 8. Mechanical waveforms and thermal load as a function of time.
107
specimen
tools
Figure 9. Specimen placed in the Gleeble 1500D thermo-mechanical simulator.
To ascertain the thermal stability of the specimen during the test and determine the
temperature distribution, two additional tests were performed during which the temperatures
at 15 points distributed all over the specimen surfaces were monitored.
The thermo-physical properties of the AISI H11 tool steel as a function of temperature
are reported in [10]. Accurate determination of displacement during the test was considered
very important. As the displacement transducer is located at the end of the loading system of
the Gleeble machine, the measurement is the sum of various contributions including those
from the specimen, the hydraulic loading system, anvils, etc. In order to quantify the
yielding of the Gleeble system, a block of material, assumed to be rigid, was placed between
the tools. The displacement under the static compressive loads corresponding to 400, 600
and 800 MPa in the bridges of the specimen was taken as that of the Gleeble system.
3. RESULTS AND DISCUSSION
The insertion of one or two copper plates between the tool and specimen was found to be a
workable solution to the stabilization of the specimen temperature during the test. Figure
10a and 10c show the temperature distribution at the 15 measurement points on the
specimen (Fig. 10a). The evolutions of these temperatures over a period of time are
presented in Fig. 10b which clearly shows the stability of the temperatures after 600 s. The
differences in temperature between the two sides of the specimen at the mirror points (2-12,
1-11 and 3-13) were noticed. The maximum difference was 33°C between points 2 and 12.
This was attributed mainly to the imperfect contact at the specimen-copper plates-tool
interfaces. The temperature non-uniformity was thought to be acceptable, considering the
accuracy of the thermocouple measurements (± 6°C).
108
(b)
(a)
(c)
Figure 10. (a) Positions of the 15 measurement points on the specimen to check the
temperature distribution, (b) evolution of the temperatures over time and (c) temperature
distribution on the specimen at a set temperature of 380°C.
In Tab. (2), the results of the creep-fatigue tests performed are shown in the form of the
time-displacement diagram. In Fig. (11) is reported a magnification of an output diagram.
For all the testing conditions, the x and y-axes in Tab. (2) have the same full scale (x=25000
sec, y= -1.8 mm), except for the tests 540°C-800 MPa (x=-4.5 mm, y=7000 sec), 580°C400MPa (x=-5 mm, y=20000 sec) and 580°C-800MPa (x=-5 mm, y=1500 sec). These
measurements had an uncertainty of ±0.05 mm.
XVWURNH >[email protected]
X
Figure 11. Explanation of the displacement values reported in Tab. (2).
109
The tests at 800 MPa and 540°C and those at 580°C were ended after 1.8 h and 0.5 h,
respectively, due to the specimens failure. In Tab. (3), the values of the final permanent
deformation of the specimens after 106 loading cycles and cooling, measured by means of a
caliper, are reported.
Figure 12. Specimen permanent deformation at the end of test.
Table 2. Experimental results obtained from the creep-fatigue tests at each of the
temperatures and stresses (σAVM) in the form of the time (seconds-x axis)-stroke (mm–y
axis) diagram. The diagrams have the same scale except those of the tests at (i) 490°C and
800 MPa, (ii) 540°C and 800 MPa, (iii) 580°C and 600 MPa and (iv) 580°C and 800 MPa.
T = 490°C
T = 540°C
Stroke (mm)
Time (sec)
σAVM = 800 MPa
σAVM = 600 MPa
σAVM = 400 MPa
T = 380°C
110
T = 580°C
Table 3. Final permanent deformation of the specimens after unloading and at room
temperature
T= 380°C
T= 490°C
T= 540°C
T= 580°C
400 MPa
0.01
0.01
0.06
0.13
600 MPa
0.04
0.02
0.11
fracture (83rd cycle)
800 MPa
0.06
0.34
Fracture (25th cycle)
fracture(1st cycle)
Table 4. Displacements due to the Gleeble system yielding (mm)
400 MPa
600 MPa
800 MPa
1 copper plate
-0.370
-0.560
-0.705
2 copper plate
-0.380
-0.570
-0.720
The yielding of the Gleeble system under the static compressive loads of 400, 600 and
800 MPa in the bridges of the specimen is reported in Tab. (4). It is indeed reasonable to
assume a constant yielding of the system over the test duration, even when the deformation
of the copper plates is taken into consideration. (Note the small thickness of the copper
plates, equal to 0.5 mm, relative to the whole system.)
The displacements of the specimens at the first, tenth, sixtieth and hundredth cycle,
after the effect of the Gleeble machine yielding has been accounted for, are reported in Tab.
(5). The displacements during the dwell time (in the middle and at the end of the dwell time,
i.e. 1.5DT and 3.0DT, respectively) are also reported in Tab. (5) to show the creep
behaviour, as shown in Fig. (13). The displacement in the last row of Tab. (5) was
registered at the last cycle (the 106th) with the load applied and at the corresponding
temperature.
From Tab. (2) and (5), a progressive increment of the displacement rate from the first to
the last cycle was observed. The increment became greater as the level of stress increased
(e.g. from 0.702 mm to 0.977 mm at 380°) and as the temperature rose (e.g. from 0.702 mm
to 1.260 mm at 400 MPa).
111
Table 5. Displacement of the specimen due to deformation during the creep-fatigue tests
380°C
cycle
st
1 (u1)
400
-0.080
600
-0.125
490°C
800
-0.166
400
-0.063
600
-0.188
1.5DT
-0.082
-0.129
-0.180
-0.070
-0.205
3.0DT
-0.080
-0.125
-0.174
-0.067
-0.202
10st
-0.113
-0.156
-0.224
-0.094
-0.246
1.5DT
3.0DT
60
st
1.5DT
3.0DT
100
st
1.5DT
3.0DT
Displace
ment*
% e**
-0.121
-0.170
-0.239
-0.104
-0.267
-0.121
-0.170
-0.235
-0.103
-0.268
-0.256
-0.308
-0.407
-0.257
-0.437
-0.257
-0.310
-0.408
-0.258
-0.438
-0.259
-0.310
-0.409
-0.259
-0.439
-0.292
-0.347
-0.459
-0.298
-0.483
-0.291
-0.288
-0.349
-0.347
-0.461
-0.458
-0.299
-0.296
540°C
-0.486
-0.482
-0.291
-0.346
-0.459
-0.299
-0.480
0.702
0.737
0.977
0.786
0.973
800
0.283
0.362
0.374
0.480
0.508
0.507
0.763
0.767
0.765
0.843
0.855
0.852
0.843
1.868
400
-0.095
600
-0.136
580°C
800
-0.300
-0.109
-0.169
-0.483
-0.108
-0.170
-0.538
-0.137
-0.211
-0.986
-0.153
-0.232
-0.155
-0.232
-0.301
-0.434
-0.302
-1.045
-1.072
-0.436
-0.338
-0.489
-0.343
-0.493
-0.339
-0.487
-0.336
-0.489
0.805
1.179
0.105
0.140
0.146
0.205
0.223
0.226
0.434
-
-0.437
-0.302
400
-
0.437
0.435
600
800
-0.168
-0.407
-0.263
-1.593
-0.290
-2.894
-0.497
-0.536
-0.547
-1.880
-1.899
-1.906
0.482
0.492
0.489
0.483
2.575
1.260
5.793
8.290
* measured with the load applied and at the corresponding temperature
** deformation in percentage calculated as the ratio of (uf-u1) to the specimen height (30
mm)
112
10th cycle - 400MPa
0.045
0.040
380
0.035
490
0.030
540
0.025
580
"creep displacement" (mm)
"creep displacement" (mm)
1st cycle - 400MPa
0.045
0.020
0.015
0.010
0.040
380
0.035
490
0.030
540
580
0.025
0.020
0.015
0.010
0.005
0.005
0.000
0.000
1.0
1.5
2.0
2.5
1.0
3.0
1.5
dwell-time (minutes)
60th cycle - 400MPa
2.5
3.0
2.5
3.0
100th cycle - 400MPa
0.045
0.045
0.040
"creep displacement" (mm)
"creep displacement" (mm)
2.0
dwell-time (minutes)
380
0.035
490
0.030
540
0.025
580
0.020
0.015
0.010
0.040
380
0.035
490
0.030
540
0.025
580
0.020
0.015
0.010
0.005
0.005
0.000
0.000
1.0
1.5
2.0
2.5
3.0
dwell-time (minutes)
1.0
1.5
2.0
dwell-time (minutes)
Figure 13. Displacements occurring during the dwell-time with a stress of 400 MPa
released, at the four temperatures and at (a) first, (b) tenth, (c) sixtieth and (d) hundredth
cycle
Velay, Bernhart et al. investigated the cyclic behavior of tempered martensitic hot-work
tool steels with particular reference to the AISI H11 tool steel [10-12]. Cyclic softening of
the material was observed, which could be divided into three stages: an initial strong
softening followed by a slow steady softening that took the major part of the material life,
and finally a drastic softening driven by crack propagation. In the present research, the first
two stages of the cyclic softening were captured during almost all of the tests performed, as
reported in Tab. (3) in which a change in the slope of the time-displacement history
occurred. This behavior became more remarked at a higher level of stress and/or at a higher
temperature (i.e., 800 MPa and 490°C, or 400 MPa and 580°C). Indeed, the rate of stress
softening increased as the test temperature and stress intensity increased. The second and
third stages of the cyclic softening were detected at the most critical test conditions of both
parameters (600MPa/580°C, 800MPa/540°C, 800MPa/580°C) that lead to a premature
failure of the specimens.
As can be seen in Fig. (13), the presence of a dwell-time of 3 min introduced a timedependent effect on the specimen deformation. Such a time-dependent effect (material
viscosity) produced an increased displacement, which could be explained by the additional
inelastic strain, as described in [8]. Indeed, the viscoplastic strain had the time to develop,
resulting in an enlarging hysteresis loop. The path of the displacement over the dwell time
suggested that a primary as well as a secondary creep phase took place during this time.
Moreover, the stabilization of the creep displacement during the dwell time from the first to
113
the sixtieth cycle, as shown in Fig. (13), confirmed the presence of slow steady stage of the
softening.
4. CONCLUSIONS
Previous research has shown that creep plays a fundamental role in resulting in deformation
even during short cycles. Thus, hot-work steels used for extrusion tools should be evaluated
with respect not only to their hot strength but also to their time-dependant creep strength.
The latter is also of importance in the creep-fatigue interaction regime. With this in mind,
the present research was performed to investigate the performance of a hot-work tool steel
H11 under the normal working conditions as applied to hollow extrusion dies in industrial
practice. The purposely designed specimens were tested under creep-fatigue loading, e.g.
low-cycle fatigue with a dwell-time at different levels of stress and at different temperatures.
The resulting evolution of the displacements indicated a mixed time- and cycle-dependant
damage mechanism; at a high temperature, the cycling loading led to the softening of the
material which was accelerated by the superimposed creep.
The results of the present research confirmed the capabilities of the testing method to
evaluate the effects of both the design (stress) and process (temperature) parameters in
extrusion on the deformation and lifetime of the mandrel in the hollow die. The geometry of
the specimen designed on the basis of FE analysis allowed the dedicated analysis of the
regions affected by creep and fatigue. This made the test a powerful tool for the die
designer.
REFERENCES
[1] Donati, L., Tomesani, L., 2005. “The effect of die design on the production and seam weld
quality of extruded aluminium profiles”, Journal of Material Processing and Technology 164165, pp. 1025-1031.
[2]
Assaad, W. A., Geijselaers, H.J.M., Huetink, J., 2008. “3-D Numerical Simulation of Direct
Aluminum Extrusion and Die Deformation”. In the Proceeding of ET '08, May 13 - 16 Gaylord
Palms Orlando, Florida USA.
[3]
Sabour, M.H., Bhat, R.B., 2008: “Lifetime prediction in creep-fatigue environment”. Materials
Science-Poland, 26(3).
[4]
Rubesa, Domagoj. Lifetime prediction and constitutive modelling for creep-fatigue interaction,
1996. Materialkundlich-Technische Reihe, Band 13 ISBN 978-3-443-23015-9.
[5]
Oudin, A., Lamesle, P., Penazzi, L., Le Roux, S., Rézaï-Aria, F., 2002. “Thermomechanical
fatigue behaviour and life assessment of hot work tool steels” European Structural Integrity
Society 29, pp.195-201.
[6]
Sommitsch, C., Sievert, R., 2007. “Modelling of creep-fatigue in containers during aluminium
and copper extrusion”. Computational Materials Science 39. pp. 55-64.
[7]
Donati, L., Tomesani, L., Schikorra, M., 2008. “Extrusion Workshop and 2nd Extrusion
Benchmark in Bologna”. Light Metal Age 66 (1), pp. 40 – 44.
[8]
Xianghong, W., Guoqun, Z., Yiguo, L., Xinwu, M., 2006. “Numerical simulation and die
structure optimization of an aluminium rectangular hollow pipe extrusion process”. Materials
Science and Engineering A 435–436, pp. 266–274.
114
[9]
Zhou, J., Li, L., Duszczyk, J., 2004. “Computer simulated and experimentally verified
isothermal extrusion of 7075 aluminium through continuous ram speed variation”. J. Mater.
Proc. Technol. 146, 203-212.
[10] Ahmer, Z., Velay, V., Bernhart, G., Rezai-Aria, F., 2008. “Cyclic behaviour simulation of
X38CRMOV5-47HRC (AISI H11)-tempered martensitic hot-work tool steel“, Int. J.
Microstruct. Mater. Prop. 3, 326-335.
[11] Zhang, Z., Delagnes, D., Bernhart, G., 2002. ”Anisothermal cyclic plasticity modelling of
martensitic steels”. International Journal of Fatigue 24, pp. 635-648.
[12] Velay, V., Bernhart, G., Delagnes, D., Penazzi, L., 2005. “A continuum damage model applied
to high-temperature fatigue lifetime predicition of a martensitic tool steel”. Fatigue Fract. Eng.
Mater. Struct. 28, pp. 1009-1023.
115
116
FATICA OLIGOCICLICA SU CAPPE E ROTORI DI
TURBOALTERNATORI
Giorgio Olmi
Dip. di Ingegneria delle Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di Metallurgia,
Università degli Studi di Bologna, Italia
E-mail: [email protected]
Alessandro Freddi
Dip. di Ingegneria delle Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di Metallurgia,
Università degli Studi di Bologna, Italia
E-mail: [email protected]
Abstract. Dopo un’introduzione sulle principali caratteristiche delle cappe e dei rotori, sui
materiali, sul ciclo di carico affaticante, viene illustrata la pianificazione sperimentale, per
caratterizzare a fini progettuali due diversi tipi di acciai, tenendo conto anche della loro
anisotropia. Particolare cura è dedicata al progetto concettuale e alla costruzione
dell’attrezzatura di carico, appositamente studiata per ridurre al minimo i disassamenti dei
provini nelle prove a trazione e compressione. La campagna sperimentale è stata divisa in
due fasi. Nella prima ci si è accertati dell’effettiva corrispondenza dell’attrezzatura ai
requisiti: per via estensimetrica si sono rilevate le entità dei disassamenti (dell’ordine del
centesimo di mm) ed il rapporto fra contributi deformativi flessionali e dovuti a trazione e
compressione (5-7%). Nella seconda si è intrapresa la caratterizzazione dei materiali del
rotore e della cappa (direzione tangenziale di formatura), determinando le curve statica e
ciclica e la curva di fatica in condizioni di ampiezza di deformazione imposta.
Keywords: fatica oligociclica, cappe, rotori, turboalternatori, attrezzatura di prova
1. INTRODUZIONE
La cappa è uno dei componenti maggiormente sollecitati in un turbogeneratore. La sua
principale funzione è quella di reagire alle forze centrifughe alle estremità del rotore,
dovute alle ingenti masse dei conduttori di rame costituenti gli avvolgimenti, degli isolanti
e di altri elementi strutturali. Il rotore presenta delle cave longitudinali, fra loro
equispaziate, che accolgono gli avvolgimenti in rame. Questi ultimi, che sono centralmente
mantenuti in posizione da cunei metallici, emergono sulla superficie del rotore alle
estremità, per permettere la chiusura in circuiti chiusi delle matasse. In assenza della cappa
questo materiale sarebbe proiettato verso l’esterno. Secondo il tipico protocollo di progetto
e montaggio di una cappa per turbogeneratore, questo componente è accoppiato per
interferenza al corpo rotore sul lato interno ed ad un anello di centraggio su quello esterno.
L’attrito nell’accoppiamento è legato ad una pressione di contatto, che impedisce lo
scorrimento tangenziale della cappa rispetto al corpo del rotore. E’ inoltre bloccato
assialmente mediante innesti a baionetta, che prendono il nome di “locking keys”. Gli
innesti, presenti ad ambo le estremità del corpo rotore reagiscono alle forti spinte assiali che
si generano nelle condizioni di lavoro, completando il bloccaggio della cappa rispetto al
117
rotore.
La distribuzione tensionale sulla cappa è allora dovuta alle forze centrifughe, che si
sviluppano durante la rotazione e che la cappa è chiamata a contenere, alle pressioni di
contatto dovute al forzamento sul rotore e sugli anelli di centraggio, e alle forze assiali
agenti in corrispondenza dei locking keys. Si può osservare come i primi due contributi
diano origine ad una sollecitazione di fatica tipicamente oligociclica: le forze centrifughe
sono nulle a macchina ferma ed assumono un valore costante alla velocità di regime
(mantenuta fissata al valore nominale di 3000 rpm). Di conseguenza, all’avvio della
macchina le tensioni nel corpo centrale della cappa sono incrementate, mentre le pressioni
di contatto dovute all’interferenza sono attenuate. La spinta verso l’esterno ad opera delle
bobine in rame e dei relativi elementi connessi tende cioè a sollecitare maggiormente la
cappa nella sua parte centrale ed a fare diminuire l’interferenza alle estremità (che non si
può mai annullare per garantire la sicurezza nell’accoppiamento) in corrispondenza del
rotore e dell’anello di centraggio. La sollecitazione risulta oligociclica, dal momento che a
regime i carichi sono statici, ma un ciclo viene percorso ad ogni transitorio di avviamento e
spegnimento della machina. Questo aspetto sta lentamente cambiando l’approccio alla
progettazione dei grandi turbogeneratori. Fino al decennio scorso infatti, tali macchine
erano concepite per funzionare quasi in continuo, limitando gli arresti solo ad irrinunciabili
opere di manutenzione programmata o ad eventuali guasti. Oggigiorno invece si tende a
fare funzionare tali dispositivi in maniera discontinua, spesso attivandoli nelle fasce orarie e
giornaliere di maggiore richiesta e spegnendoli al calo della stessa. Questo fa sì che in un
anno si abbiano mediamente 200 transitori (circa uno ogni due giorni). Riportando questo
valore alla vita di tali macchine, prevista intorno a 50 anni (oltre ai quali sopravvengono
problemi di obsolescenza, che ne consigliano la sostituzione), si arriva alla ragguardevole
cifra di 10.000 transitori. A questi vanno aggiunti quelli dovuti alla manutenzione ed alla
revisione degli organi rotanti. Tale valore è ampiamente entro il campo di azione della
fatica oligociclica.
Per quanto riguarda il terzo contributo prima citato, ossia quello degli sforzi generati
dallo scaricamento dei carichi assiali sui locking keys, un’indagine accurata viene condotta
in [1]. Si evidenzia qui come forti concentrazioni di tensione si vengano a creare in
funzione della conformazione del locking key. Vengono a proposito presentate
configurazioni alternative, che permettano di semplificare il processo produttivo e di
limitare i picchi degli sforzi, migliorando quindi il comportamento meccanico della cappa.
Le indagini sulla distribuzione degli sforzi sono effettuate tramite modellazione agli
elementi finiti in campo statico.
Le principali proprietà che sono richieste ai materiali per cappe possono essere così
riassunte: innanzitutto la cappa deve essere amagnetica, per ridurre il più possibile le
perdite di efficienza, inoltre sono auspicabili elevati coefficienti di conducibilità elettrica e
termica, per permettere lo smaltimento calorico e ridurre i rischi di surriscaldamento.
Anche un alto coefficiente di dilatazione termica è raccomandato: in tale caso, essendo
l’accoppiamento fra rotore e cappa eseguito a caldo, è possibile ridurre la temperatura
nominale di esecuzione. Una minore temperatura ha l’importante vantaggio di contenere
l’eventuale danneggiamento degli avvolgimenti di rame e degli isolanti nel riscaldamento.
Dal punto di vista strettamente meccanico, le principali proprietà riguardano l’elevata
resistenza statica (limite allo snervamento superiore a 1000 MPa), l’elevata resistenza
dinamica e la buona tenacità a frattura [2].
Diversi studi si sono concentrati sull’influenza degli ambienti corrosivi nello sviluppo e
nella propagazione di cricche sui turbogeneratori, con particolare riferimento a quelli
118
raffreddati ad idrogeno. In [3] viene osservato che l’azione combinata dell’idrogeno e
dell’umidità può comportare il danneggiamento e l’infragilimento anche di materiali ad alta
resistenza. Il comportamento a fatica di due materiali, 18Mn18Cr (detto comunemente 1818, per il contenuto del 18% di Cromo e del 18% di Manganese) e 8Mn8Ni4Cr, viene
confrontato su base sperimentale: la compagna condotta ha mostrato come il primo denoti
una maggiore resistenza all’infragilimento di idrogeno e una più elevata resistenza a fatica.
Se nel primo caso non si osserva inoltre frattura intergranulare, questa si riscontra invece
nel secondo. Tali risultati appaiono confermati anche dalle sperimentazioni riportate in [4]:
queste mostrano che l’acciaio 18Mn18Cr presenta un’elevata resistenza a corrosione con
prestazioni migliori rispetto ad un altro acciaio idoneo ad applicazioni di questo tipo, il
18Mn5Cr. In particolare viene sottolineato come il primo acciaio denoti elevate resistenza a
rottura e a snervamento, elevata tenacità a frattura e buone prestazioni a fatica.
In [4] si affronta anche il tema dell’anisotropia: il limite allo snervamento viene
determinato per provini ricavati da billette incrudite a trazione. Sono due le orientazioni
considerate: lungo la direzione longitudinale (direzione della tensione principale massima)
e perpendicolarmente ad essa. I risultati mostrano come le prestazioni migliori si abbiano
lungo la direzione longitudinale (limite statico incrementato anche del 20%) e come
l’effetto di anisotropia diminuisca, oltre che per un minore incrudimento, anche passando
dal materiale 18Mn5Cr al materiale 18Mn18Cr. Quanto riscontrato viene addebitato al più
elevato tenore di azoto presente nel secondo materiale. Ulteriori sperimentazioni sono
effettuate su provini ricavati da una cappa reale lungo le direzioni radiali e tangenziali. I
risultati mostrano come, per effetto dell’anisotropia, i provini ricavati in direzione
tangenziale presentino caratteristiche dinamiche migliori, con prestazioni migliorate anche
del 10%. Ulteriori aspetti legati all’influsso dell’orientazione delle fibre sulla tenacità a
frattura sono descritti in [5].
In [2] viene sottolineato che l’aggiunta di più dell’11% di Cromo porta ad un’elevata
resistenza alla corrosione: di conseguenza le migliori caratteristiche del materiale
18Mn18Cr possono essere convenientemente spiegate con riferimento alla superiore
concentrazione di tale elemento. In [4,6] si pone ancora in rilievo la positiva influenza
dell’azoto, quale ulteriore elemento legante, non solo per limitare gli effetti di anisotropia.
Un tenore di circa lo 0,5% comporta un più elevato limite allo snervamento, un’alta tenacità
a frattura, elevate resistenze statica ed a fatica. L’azoto ha inoltre un’ulteriore funzione nel
rendere la matrice austenitica più stabile [4,7].
A fronte delle proprietà riscontrate, il 18Mn18Cr è oggigiorno un materiale
ampiamente utilizzato per le cappe, con numerosi esempi citati in [1,3-4,8-9]. Per quanto
riguarda i rotori, si usano di solito acciai basso legati, anch’essi con buone proprietà di
tenacità e resistenza statica e dinamica, ma inferiori rispetto a quelle degli acciai per cappe.
In [10] è riportata l’analisi strutturale ed è descritta la sperimentazione di un volano per un
rotore di un alternatore. Altri esempi di applicazioni su rotori sono riportati in [11-15]. In
tutte queste applicazioni si fa riferimento all’acciaio 26 NiCrMoV14 5 (anche noto come
3.5NiCrMoV o ASTM A470), che soddisfa i principali requisiti per un’applicazione di
questo tipo, per le sue buone proprietà statiche e dinamiche, di resistenza alla corrosione, di
tenacità a frattura.
La progettazione di cappe e rotori per turboalternatori coinvolge chiaramente grosse
problematiche di sicurezza: in [16-18] si riportano diversi esempi di incidenti occorsi per il
cedimento principalmente della cappa. In tale eventualità si può verificare l’esplosione
della cappa con conseguente incendio anche a seguito del sezionamento delle condotte del
lubrificante con esiti molto seri.
119
I lavori presenti in letteratura riguardano prettamente le caratteristiche dei materiali,
che sono spesso legate alle influenze dei singoli elementi leganti, ma risultano mancanti dei
parametri che caratterizzano il comportamento a fatica oligociclica, quali i coefficienti di
plasticità, di resistenza e di duttilità a fatica, gli indici di incrudimento e gli esponenti di
fatica. Inoltre, le analisi strutturali e le stime sulla vita residua non sono solitamente
affrontate con i modelli tipici della fatica a basso numero di cicli (modelli di MansonCoffin, Brown-Miller, …), sebbene, come visto, la sollecitazione sia strettamente di questo
tipo. Anche dal punto di vista dello studio dell’effetto dell’anisotropia, in [4] sono riportati
risultati di prove statiche e a fatica. Tuttavia in quest’ultimo caso, le prove sono condotte a
carico imposto, piuttosto che a deformazione imposta, come si conviene nelle applicazioni
di fatica oligociclica.
A fronte di quanto osservato, la presente ricerca si propone di operare la
caratterizzazione a fatica oligociclica dei due materiali di uso più comune per la
realizzazione di cappe e rotori di turboalternatori, prendendo in considerazione e cercando
di valutare anche l’aspetto dell’anisotropia. L’obiettivo è di ricavare i parametri
fondamentali del comportamento a basso numero di cicli, che permettano, grazie al
successivo perfezionamento e sviluppo di opportuni algoritmi numerico-simulativi, una
previsione di vita per gli organi in oggetto in sede progettuale e di revisioni. Il presente
lavoro riporta la prima di tale ricerca e si focalizza sul progetto dell’attrezzatura di prova
più idonea, sulle prove di validazione di essa e sui risultati sperimentali.
2. MATERIALI E METODI
Per fissare i requisiti dell’opera di caratterizzazione, occorre puntualizzare le principali
caratteristiche delle macchine elettriche cui si fa riferimento ed in particolare delle cappe e
dei rotori ivi inseriti. Particolare attenzione deve essere rivolta alle caratteristiche
dimensionali, oltre che ai materiali impiegati. Alle turbine a gas e vapore sono abitualmente
accoppiati, mediante giunto flangiato, generatori trifase bipolari, in grado di erogare una
potenza di 250 MW. Si tratta di macchine molto grandi con un ingombro medio di 5 m di
lunghezza e di 1,5 m in altezza. Il rotore (Fig. (1)), posto in rotazione ad una velocità a
regime pari a 3000 rpm (maggiorata del 20%, fino a 3600 rpm, in sede di collaudo),
presenta un diametro di 1,2 m, con una lunghezza di 4,5 m. La Figura (1) mostra anche il
dettaglio degli avvolgimenti in rame che emergono in superficie nella porzione terminale,
per permettere la chiusura delle spire.
La cappa (Fig. (2), visibile anche in Fig. (1)) presenta uno spessore di 80 mm, una
lunghezza di 880 mm ed una tipica forma ad anello. Ad un’estremità è realizzata
un’opportuna dentatura, che, impegnandosi nella sede del rotore, evidenziata in Fig. (2), va
a realizzare la locking key. La Figura (3) mostra infine il complessivo di accoppiamento fra
rotore, cappa ed anello di centraggio ed uno schema del montaggio con evidenziazione
delle zone maggiormente critiche. I materiali sono 26 NiCrMoV14 5 (3.5 NiCrMoV,
ASTM A470) per il rotore e 18Mn18Cr per la cappa, che, come visto al paragrafo
precedente, sono quelli con i maggiori esempi di impiego in simili applicazioni e con le
migliori caratteristiche meccaniche. Le rispettive composizioni sono riportate in Tab. (1)
secondo [3,8,10-11].
120
Figura 1. Il rotore e la disposizione degli avvolgimenti.
Figura 2. La cappa e le relative sollecitazioni.
121
Figura 3. Complessivo del rotore, della cappa e dell’anello di centraggio.
La caratterizzazione sta venendo operata sui due materiali sopra citati. Nella fase di
pianificazione della campagna sperimentale non si è voluto inoltre trascurare l’aspetto
dell’anisotropia, già richiamato in [4]. Al fattore legato al materiale si è pertanto aggiunto il
fattore relativo all’orientazione delle fibre. Si è quindi pervenuti al piano delle prove
indicato in Tab. (2). Si tratta di un piano a due fattori, ciascuno valutato a due livelli. Nel
caso dell’orientazione delle fibre si sono considerate le direzioni tangenziale e radiale,
anche in accordo con [4]. La realizzazione dei provini ha richiesto la costruzione di una
cappa e di un rotore, da porzioni dei quali essi potessero essere ricavati. Per la produzione
di entrambi i componenti si è seguito il normale processo tecnologico.
Per quanto riguarda il rotore [10,19] il lingotto è stato ottenuto con due diverse colate.
La decarburazione è stata attuata in un forno elettrico con somministrazione di ossigeno
sotto vuoto (vacuum oxigen decarburization). Successivamente è stata operata la forgiatura
in due diverse passate per garantire la richiusura delle soffiature al cuore del rotore stesso.
Sono quindi seguiti i trattamenti termici di austenitizzazione ad 840°C, tempra in bagno di
sale e rinvenimento a 600°C [20]. Controlli non distruttivi sono stati attuati mediante la
tecnica ultrasonica. Infine, terminate le lavorazioni alle macchine utensili, un
prolungamento del forgiato è stato asportato per la realizzazione dei provini nelle direzioni
tangenziale e radiale.
Tabella 1. Composizione chimica degli acciai di rotore e cappa.
26NiCrMoV14 5
(rotore)
18Mn18Cr
(cappa)
C [%]
0,22÷0,32
Cr [%]
1,2÷1,4
Ni [%]
3,4÷4
Mo [%]
0,25÷0,45
Mn [%]
0,15÷0,40
Si [%]
<0,30
P [%]
<0,015
S [%]
<0,018
C [%]
≤0,13
Cr [%]
17,5÷20
Ni [%]
---
Mo [%]
---
V [%]
---
Mn [%]
17,5÷20,0
Si [%]
≤0,60
P [%]
0,033
S [%]
0,001
N [%]
0,73÷0,78
122
V [%]
0,05÷0,15
N [%]
---
Tabella 2. Pianificazione sperimentale.
Materiale
Direzione
tangenziale
radiale
26NiCrMoV14 5 (rotore)
40 provini
40 provini
18Mn18Cr (cappa)
40 provini
40 provini
Per quanto concerne la cappa, anche in accordo con [4] si è operata inizialmente la
colata in lingottiera, cui è seguita la decarburazione ad ossigeno sotto vuoto (vacuum
oxigen decarburization). Successivamente il lingotto è stato rifuso in un forno ad arco
elettrico sotto scoria elettrofusa (processo di electroslag remelting). E’ quindi seguita la
forgiatura a caldo (1100-1200°C) eseguita alla pressa, la lavorazione alle macchine utensili,
l’esecuzione di controlli non distruttivi. E’ stata quindi eseguita la tempra con
mantenimento a 1040°C per otto ore e raffreddamento in acqua, cui sono seguiti
l’espansione a freddo (wedge method) e il rinvenimento di distensione a 350°C con
raffreddamento in aria [21]. Dopo l’esecuzione delle ultime lavorazioni sono stati asportati
dei prolungamenti alle due estremità della cappa, dai quali sono stati poi ricavati i provini
nelle direzioni tangenziali e radiale.
Figura 4. Provini nelle versioni lunga (fibre in direzione tangenziale) e corta (direzione
radiale).
123
La Figura (4) mostra i disegni dei provini realizzati, nella direzione tangenziale e
radiale: nel primo caso, è stato possibile progettare e costruire provini conformi a [22]:
questi hanno sviluppo assialsimmetrico con sezione circolare costante (diametro: 8 mm) nel
tratto utile. Nel secondo caso invece il ridotto spessore della cappa ha impedito la
realizzazione di provini conformi, che, nel rispetto delle prescritte proporzioni, sarebbero
risultati eccessivamente esili. Si è pertanto optato per una versione più corta, con geometria
a clessidra e diametro nella sezione centrale di 8 mm, con lunghezza di appena 55 mm. Per
permettere la confrontabilità dei risultati si è inoltre preferito mantenere la stessa geometria
e le stesse dimensioni non solo per i provini ricavati dalla cappa, ma anche per quelli
ricavati dal rotore, sebbene in quest’ultimo caso il materiale sarebbe stato sufficiente per la
realizzazione di provini conformi a [22].
Per ognuna delle quattro casistiche in Tab. (2) si sono realizzati 40 provini. Questi sono
destinati alla determinazione della curva statica (coefficiente di plasticità statico K,
esponente di incrudimento statico n, modulo di Young E), di quella ciclica (coefficiente di
plasticità a fatica K', esponente di incrudimento ciclico n') e di quella di Manson-Coffin
(coefficiente di resistenza a fatica σ'f, coefficiente di duttilità a fatica ε'f, esponenti di fatica
b, c). Questo numero appare congruo anche in considerazione di precedenti lavori nel
settore descritti in [23].
Le prove statiche e a fatica sono state condotte su una macchina servoidraulica
INSTRON 8032 con l’impiego di un’idonea attrezzatura, realizzata espressamente, descritta
al successivo paragrafo.
Va infine osservato che la conoscenza dei succitati parametri statici e ciclici mette nelle
condizioni di operare analisi numerico-simulative sullo stato tensionale-deformativo (range
Δσ e Δε) nei punti maggiormente sollecitati in presenza di scorrimenti plastici localizzati e
di valutare localmente il numero di cicli di vita sino alla formazione di un primo difetto
ingegneristicamente visibile. Nell’ottemperare la prima esigenza si può utilizzare il modello
dell’iperbole di Neuber, ricercando l’intersezione fra l’iperbole stessa e il ramo del ciclo di
isteresi, ricercando cioè la soluzione del sistema in Eq. (1).
1
­
° Δε = Δσ + § Δσ · n'
° 2 2 E ¨© 2 K' ¸¹
®
°
(K ⋅ ΔS )2 = Δσ ⋅ Δε
°Δσ ⋅ Δε = T
el .
el .
¯
E
(1)
Va tuttavia osservato come nel caso di organi non desanventiani, quali la cappa od il
rotore, non può essere correttamente definito il coefficiente di concentrazione degli sforzi
KT, né si può parlare di range di tensione nominale ΔS. A questo si può comunque ovviare,
ricavando in ogni punto di interesse lo stato tensionale-deformativo in campo elastico. I
range di tensione e deformazione locali (Δσel. e Δεel.) nel punto in esame possono essere
facilmente determinati con un modello agli elementi finiti in campo elastico. Questi due
valori individuano la coordinata di un punto appartenente all’iperbole di Neuber, che quindi
definisce la sua equazione. Operando in questo modo, si può instaurare una procedura di
calcolo, che culmina nella determinazione dei cicli di isteresi stabilizzati e dei cicli stimati
di vita nei punti d’interesse, già implementata per analisi preliminari in [24]. Dalla
valutazione puntuale dei range di tensione e deformazione in campo elastico possono
inoltre prendere il via procedure analitico-numeriche alternative, basate su modelli
124
differenti da quello dell’iperbole di Neuber. Fra questi, ad esempio quello di Glinka, basato
sulla costanza della densità dell’energia di deformazione in campo elastico ed elastoplastico, riportato in [25-27].
3. PROGETTO DELL’ATTREZZATURA SPERIMENTALE
La cappa ed il rotore, per via della loro forma complessa (non trabeiforme) e per la
particolarità delle sollecitazioni cui sono sottoposti, sono indubbiamente soggetti ad un
carico affaticante multiassiale. Si può tuttavia osservare come le sollecitazioni siano tutte in
fase tra loro, essendo tale fase legata ai cicli di transitorio della macchina. In ragione di
questo si è ritenuto ammissibile effettuare la caratterizzazione dei materiali tramite
applicazione di un carico a trazione-compressione in stato tensionale nominalmente
monoassiale. Dal punto di vista del carico applicato, la norma [22] indica alcuni
accorgimenti, legati alla morfologia degli afferraggi, consigliati per garantire l’assialità
della forza, riducendo il più possibile le componenti flessionali. In merito a questo,
riscontrando anche la presenza di pochi e datati lavori in letteratura che affrontino
direttamente tale problema, si è ricercata l’attrezzatura più idonea che minimizzasse i
contributi di flessione. Allo scopo si sono usati gli strumenti del progetto concettuale [28].
Inizialmente sono stati definiti gli obiettivi e la relativa importanza sintetizzati nell’albero
in Fig. (5).
Tali obiettivi sono stati messi a punto, utilizzando l’approccio della QFD (Quality
Function Deployment) [28] per l’individuazione dei requisiti fondamentali. Come si può
notare, nettamente più importanti sono risultati quelli inerenti l’idoneità tecnica rispetto a
quelli legati alla produzione del dispositivo in discorso. Nella fattispecie i pesi di entità
maggiore sono associati alla sicurezza nella trasmissione del carico ed alla precisione nel
ridurre al minimo i disassamenti con i relativi contributi flessionali. Passano invece in
secondo piano i requisiti relativi alla facilità realizzativa (solo un esemplare
dell’attrezzatura previsto), alla facilità di montaggio, alla versatilità (l’attrezzatura nasce
come dedicata per la presente campagna di prove). Per quanto riguarda la controllabilità,
per quanto si tratti di un requisito solitamente importante nelle analisi della qualità (ad
esempio nella FMEA), nel presente caso si è tuttavia deciso che i controlli sarebbero stati
effettuati non direttamente sui componenti dell’attrezzatura, ma a posteriori, con
un’opportuna campagna di prove nel seguito illustrata.
Figura 5. Albero degli obiettivi e relativi pesi di importanza.
125
Il successivo passo è consistito nell’analisi funzionale e nella ricerca della soluzioni
concettuali per ogni sotto-funzione. Queste sono riconducibili al vincolamento assiale e
laterale delle estremità del provino ed alla corretta trasmissione del carico senza ripresa dei
giochi al cambio di segno della sollecitazione. Si indica con F1 la sotto-funzione di
bloccaggio di un’estremità del provino, con F2 quella di bloccaggio e di aggiustamento (per
compensare eventuali disassamenti) all’altra estremità e con F3 quella di precompressione
assiale delle teste, per impedire la ripresa dei giochi. La matrice morfologica in Fig. (6)
illustra le soluzioni concettuali prese in considerazione. Le soluzioni per la sotto-funzione
F1 tengono conto delle diverse tipologie di provino [22], a teste filettate o a fungo.
Più complessa è la realizzazione della sotto-funzione F2, da cui fortemente dipende il
soddisfacimento dei requisiti tecnici. Una prima opzione potrebbe essere quella di utilizzare
una cerniera sferica [29], dotando il provino di un collare emisferico. Tale soluzione, se da
un lato permette di eliminare del tutto la flessione, richiede però un’attenta lubrificazione
(rigature o ammaccature sulla sede durante l’esercizio potrebbero compromettere il regolare
funzionamento) e non è adatta per la trasmissione della compressione. La soluzione
successiva permette di ovviare a quest’ultimo inconveniente. La cerniera sferica è realizzata
mediante due cuscinetti orientabili a rulli tra loro contrapposti e precaricabili. In tale caso
tuttavia piccole imprecisioni al montaggio dei cuscinetti potrebbero causare la non
coincidenza o il non allineamento con l’asse del provino dei centri di rotazione,
introducendo flessione.
SOLUZIONI CONCETTUALI
Foro filettato
Di forma
F1
V1
S11
Cerniera sferica
V2
V3
Doppio cusc. orientabile
S21
F2
Elementi flessibili
S22
Liquido di Wood
S24
Disco calibrato
S12
S25
Giunto universale
S23
Cuscinetto assiale
S26
Vite
F3
S31
S32
Figura 6. Matrice morfologica nel progetto concettuale dell’attrezzatura sperimentale.
126
I giunti universali [30-31] (doppio cardano) oltre a richiedere elevate precisioni
costruttive si rivelano inadeguati per la trasmissione della compressione. In [32] è riportato
l’uso di organi cedevoli a flessione, in grado di compensare le componenti indesiderate. Se
da un lato la struttura si presenta piuttosto semplice, la compensazione della flessione è
però spesso approssimativa, inoltre a compressione si generano fenomeni di instabilità del
treno di carico. Un’ulteriore possibilità, contemplata anche in [22] è quella di fare ricorso al
Metallo eutettico di Wood: questo opportunamente reso fluido in una tazza riscaldata,
accoglie la testa del provino, che idealmente si dovrebbe auto-orientare nella posizione
corretta. Alla solidificazione dell’eutettico il provino è congelato in tale posizione,
compensando i disassamenti fra gli afferraggi della macchina. Diversi sono i difetti:
disallineamenti in termini di rotazioni relative fra gli afferraggi non possono essere
compensati, la resistenza a trazione ed a taglio dell’eutettico è molto bassa, infine
quest’ultimo ha forti proprietà tossiche. L’ultima soluzione permette infine di compensare i
disallineamenti, ponendo un cuscinetto assiale con un anello rovesciato al di sotto della
testa del provino. Un cuscinetto dotato di ralla sferica permette anche di compensare le
rotazioni. Tale soluzione, semplice e potenzialmente efficace, non offre tuttavia la completa
cancellazione di ogni contributo flessionale.
Elemento
intermedio
Vite e dado
Boccola
Punzone
Cuscinetto assiale
con ralla
Provino
Punzone
Boccola
Vista in pianta
dell'Elemento
intermedio
Anello
capovolto
Sup.
sferica
Corpi
volventi e
gabbia
Ralla
esterna
Figura 7. Nuova attrezzatura di carico e sua integrazione con gli afferraggi esistenti.
127
Infine, per quanto riguarda la sotto-funzione F3, essa può essere espletata, facendo uso
di dischi calibrati o cunei che bloccano assialmente il treno di carico, imprimendo una precompressione sulle teste, o di dispositivi cilindrici, ad esempio a vite, agenti sulle teste
stesse. Nel primo caso si ravvisa che i cunei vanno verosimilmente portati in posizione a
colpi di martello, il che potrebbe essere pericoloso per la creazione di disassamenti.
Alcune varianti concettuali (V1, V2, V3) considerate per l’analisi del valore sono
riportate in Fig. (6). La suddetta analisi ha portato ad individuare la soluzione finale (V3),
mostrata in Fig. (7). Essa è perfettamente integrata con gli afferraggi in dotazione alla
macchina impiegata: l’estremità inferiore del provino è vincolata fissa: la testa filettata è
accoppiata con una boccola riferita di precisione all’afferraggio ed è precompressa,
mediante una chiave, contro un punzone cilindrico. Il provino (qui raffigurato nella
versione lunga, ma anche quello corto può essere ovviamente provato con la medesima
attrezzatura) è successivamente vincolato anche superiormente: una boccola accoppiata alla
testa poggia su un cuscinetto assiale con ralla sferica e anello superiore capovolto: questo
permette l’auto-allineamento del provino (già bloccato inferiormente), compensando gli
spostamenti trasversali e le rotazioni relative fra gli afferraggi. La precompressione della
testa è infine eseguita, abbassando una vite, con testa opportunamente lavorata e
bloccandola con un controdado. La vite a sua volta trasmette il carico ad un punzone che
agisce direttamente sulla testa. Un elemento intermedio, interposto fra un afferraggio
esistente e uno nuovo, è stato sagomato opportunamente [33], per permettere un adeguato
spazio di manovra per la chiave che stringe la vite. Il sistema può funzionare anche in
assenza di lubrificazione, anche se è consigliabile disporre un velo d’olio all’interfaccia fra
la ralla esterna e la superficie sferica dell’anello inferiore.
4. PROVE SPERIMENTALI PER LA VALUTAZIONE DEI DISASSAMENTI
La campagna sperimentale è stata suddivisa in due fasi distinte. Nel corso della prima si è
strumentato un provino del tipo lungo con estensimetri elettrici a resistenza, per ricavare
dati sulle componenti flessionali in esercizio. L’entità di queste è stata stabilita anche alla
luce del confronto con le componenti nominali dovute al carico assiale applicato dalla
succitata macchina di prova. Questa verifica preliminare è servita per saggiare il corretto
funzionamento dell’attrezzatura sperimentale precedentemente descritta ed ha rappresentato
un passo essenziale prima di intraprendere le prove di caratterizzazione vere e proprie.
Queste ultime, inquadrate nella seconda fase delle campagna di prova, saranno descritte nel
successivo Par. 5.
Valutazione dell’entità delle inflessioni sulla nuova attrezzatura di carico
Un provino del materiale del rotore nella versione lunga è stato strumentato con due coppie
di estensimetri elettrici a resistenza (modello 1-LY11-0.6/120, Hottinger Baldwin
Messtechnik, Darmstadt, Germania). Questi sono stati a due a due collegati a formare due
mezzi ponti di Wheatstone, così da rilevare le sole componenti flessionali, cancellando
quelle dovute agli sforzi assiali, come mostrato in Fig. (8). Il provino è stato montato
sull’attrezzatura prima descritta con leggera lubrificazione a olio all’interfaccia fra ralla e
superficie sferica dell’anello inferiore del cuscinetto. Le prove sono state condotte sulla
stessa macchina INSTRON 8032 prima citata, in controllo di carico, con applicazione
statica di forze nel campo da -25 (compressione) a +25 kN (trazione) con passo di 1 kN.
128
ϕ
M
T
1
2
3
4
η
Afferraggi
nuovi
Afferraggi
esistenti
1
3
Δe1
2
Canale 1
Δe2
4
Canale 2
Figura 8. Set-up sperimentale delle prove per la valutazione dei disassamenti e
complessivo del sistema attuatore – afferraggi – provino – cella di carico.
Il valore massimo del carico è stato limitato a 25 kN, per evitare lo snervamento del
provino (in [11] il limite elastico del 26NiCrMoV14 5 viene indicato in 675 MPa: essendo
di circa 500 MPa la tensione normale prodotta dal carico di 25 kN, il coefficiente di
sicurezza risultava di 1,35). Ad ogni step di carico gli squilibri Δe1 e Δe2 dei ponti di
Wheatstone sono stati registrati con una centralina P3 Strain Indicator (Vishay, Wendell,
NC, USA). Il sistema costituito dal provino completamente bloccato alla sua estremità
inferiore e bloccato con la possibilità di aggiustamento offerta dal cuscinetto all’estremità
superiore si configura come una trave a mensola. Questa è soggetta, oltre che alla forza
assiale, ad una componente di taglio T ed ad una di momento flettente M per effetto dei
disassamenti. Con la strumentazione estensimetrica sopra descritta il provino si comporta
come una cella di carico a due gradi di libertà: dal rilievo degli squilibri dei ponti di
Wheatstone è cioè possibile valutare le componenti T ed M. Utilizzando le formule
classiche è poi possibile calcolare agevolmente i termini di disassamento, sotto forma dello
spostamento η e della rotazione ϕ all’estremità superiore (possono essere intesi come lo
spostamento e la rotazione relativi fra le due estremità). Le prove sono state eseguite con
due piazzamenti del provino: quello mostrato in Fig. (8) e quello ottenuto dopo rotazione
assiale di 90° dello stesso, così da cogliere le componenti di disassamento nei due piani. I
dati relativi ai due piazzamenti sono stati tra loro elaborati, per comporre i disassamenti
nelle due direzioni perpendicolari. Per ragioni di rilevanza statistica dei risultati, tutta la
procedura sopra descritta è stata ripetuta tre volte, valutando infine i valori mediati
sull’intera campagna sperimentale. I risultati sono mostrati nella Fig. (9): una valutazione
attendibile dell’entità del disassamento e dell’inflessione indotta sul provino può essere
effettuata a partire dai termini η e ϕ e del rapporto εf/εa, fra la massima deformazione
assiale dovuta alla flessione e la deformazione assiale dovuta al carico imposto.
129
Spost. trasversale
ddd [mm]
0.100
0.080
0.060
Trazione
0.040
Compress.
0.020
0.000
η
10
20
30
40
Carico assiale applicato [kN]
a)
Rotazione
[°]
ddd
0.300
0.250
ϕ
0.050
0.200
Trazione
0.150
Compress.
0.100
0.000
10
20
30
40
Carico assiale applicato [kN]
b)
30
25
ddd
εf
εa
[%]
20
15
Trazione
10
Compress.
5
0
5
c)
15
25
35
Carico assiale applicato [kN]
Figura 9. Valutazione sperimentale dei disassamenti in termini di spostamento η (a) e
rotazione ϕ (b) e del contributo flessionale (c).
Vista la buona ripetibilità e regolarità dei risultati (scostamenti fra le letture degli
estensimetri a parità di carico mediamente dell’ordine di 5÷10 με) e visto che nelle prove a
fatica oligociclica le punte di carico hanno anche superato i 25 kN, i risultati sono stati
estrapolati fino ad un valore della forza assiale di 40 kN. Si osserva come i termini di
disassamento siano molto bassi e con modeste variazioni al variare del carico: dell’ordine di
1-2 centesimi di mm per quanto riguarda lo spostamento relativo e minore del decimo di
grado per quanto attiene alla rotazione. Venendo all’indicatore più efficace dell’entità dei
contributi flessionali, il rapporto εf/εa, esso tende a decrescere all’aumentare del carico (sia
di trazione che di compressione) fino a valori dell’ordine del 5-7%. Nel caso del carico a
trazione tale rapporto si stabilizza già ad un valore della forza intorno ai 15 kN; in
compressione, invece, il valore inizialmente più grande (verosimilmente per effetto di
deflessioni da carico di punta) di εf/εa tende a diminuire al crescere del carico (il termine al
denominatore, εa, cresce più velocemente rispetto al modesto incremento del termine al
numeratore, εf). Tali risultati appaiono qualitativamente e quantitativamente confrontabili
con altri riportati in simili sperimentazioni [31,34].
130
5. PROVE SPERIMENTALI PER LA CARATTERIZZAZIONE DEI MATERIALI
Una volta accertatisi del corretto funzionamento dell’attrezzatura, si sono quindi intraprese
le prove di caratterizzazione, seguendo la pianificazione riportata in Tab. (2). Allo stato
attuale le prove hanno riguardato i soli provini della tipologia lunga del materiale del rotore
(26NiCrMoV14 5) e di quello della cappa (18Mn18Cr). Sono quindi state valutate le
prestazioni statiche ed a fatica dei succitati maturali secondo la direzione tangenziale di
formatura, lasciando al seguito della campagna sperimentale l’esecuzione delle prove sui
provini del tipo corto (ricavati in direzione radiale). Tutte le sperimentazioni sono state
effettuate sulla macchina INSTRON 8032 prima citata, con l’impiego dell’attrezzatura al
passo precedente validata.
Le prove di tipo statico hanno coinvolto tre provini per ogni materiale e sono state
effettuate in controllo di spostamento alla velocità costante di 5 μm/s. Al termine di ogni
prova si è inoltre verificato il rispetto dei limiti minimo e massimo previsti da [35] per la
velocità di incremento del carico unitario (derivata temporale della tensione).
Le prove di fatica sono state effettuate in condizioni di controllo di deformazione (con
applicazione di un estensometro nella parte centrale del provino, avente corsa massima di 5
mm), impostando un andamento sinusoidale di questa con ampiezza costante (rapporto di
carico R=-1). La frequenza è stata sempre mantenuta costante durante la singola prova,
tuttavia è stata necessariamente modificata in corrispondenza dei diversi livelli di
deformazione massima indagati. I valori di frequenza considerati sono stati variati
nell’intervallo fra 2,5 Hz a 0,1 Hz, per evitare un eccessivo surriscaldamento del provino,
che avrebbe potuto falsare i risultati sperimentali, o comunque, rendere non confrontabili i
rilievi ai differenti livelli di deformazione considerati. Allo scopo, tutte le prove sono state
effettuate in condizione di temperatura ambiente, fra i 18°C e i 22°C, monitorando
frequentemente la temperatura nella parte centrale del provino con l’impiego di una
termocoppia. Le prove sono state condotte fino alla formazione di un primo difetto
ingegneristicamente visibile (cricca dell’ordine del decimo di mm), interrompendo quindi la
sollecitazione prima della completa rottura del provino. In alcuni casi, per le più basse
ampiezze di deformazione, non si è riscontrata la formazione di alcun difetto: in tali casi la
prova è stata fermata per run-out dopo 5⋅104 cicli.
Tutte le prove, sia statiche che a fatica effettuate, sono state supervisionate da
programmi in LabView (Versione 8.0) realizzati espressamente. Nel caso delle prove
statiche questi permettono di monitorare gli andamenti della forza, della tensione, della
deformazione, dello spostamento dell’attuatore in ogni fase della prova, operando quindi il
salvataggio di tutti i dati per una successiva elaborazione. Decisamente più importante è
stato il ruolo di tali programmi nella conduzione delle prove di fatica. Oltre a permettere il
monitoraggio ed il salvataggio (in tempo reale, così da prevenire eventuali
malfunzionamenti improvvisi) delle grandezze prima citate, questi hanno fornito inoltre un
forte supporto nell’esecuzione della prova. Sono principalmente due i rilievi che sono
essenziali per poter pervenire a risultati attendibili e tra loro coerenti. Prima di tutto occorre
comprendere quando il ciclo di isteresi si stabilizza, ossia quando idealmente le cuspidi
superiori e inferiori di cicli consecutivi coincidono. Successivamente, per poter arrestare al
momento giusto la prova e rilevare quindi correttamente il numero dei cicli di vita, occorre
individuare la condizione di formazione del primo difetto.
131
Cuspide
superiore
[kN]
Cuspide
sup. [k
60
55
Tratto
iniziale
50
Zona stabile
Decadimento
(difetto)
45
40
35
30
0
2000
4000
6000
8000
10000
12000
Ciclo
Figura 10. Pannello Frontale del programma di acquisizione LabView e dettaglio della
curva di decadimento della cuspide superiore (prova su provino in 18Mn18Cr).
In letteratura non esiste alcun lavoro che affronti le due tematiche succitate, per quanto
i risultati quantitativi delle prove siano indubbiamente influenzati da tali aspetti. Nel
presente caso il programma LabView dedicato alle prove di fatica monitora il livello di
carico della cuspide superiore del ciclo di isteresi, durante l’intera prova. Tale diagramma,
visibile sul Pannello Frontale del programma permette all’utente di individuare quando la
cuspide superiore presenta variazioni poco significative, potendosi quindi ritenere
convenzionalmente che il ciclo risulti stabile. Operando in questa maniera, sulla scorta dei
rilievi sperimentali a diverse ampiezze di deformazione, si è anche potuto elaborare un
semplice algoritmo, implementato dallo stesso programma LabView, per verificare la
condizione di ciclo stabile. Un ciclo può essere considerato tale, se la variazione
percentuale della cuspide superiore corrente rispetto a quella del ciclo precedente è
inferiore o uguale dello 0,15%. In maniera analoga è stata affrontata la seconda questione
132
prima prospettata, ossia come individuare la formazione di un difetto. Questo non sempre
può essere visto ad occhio nudo, soprattutto in condizioni di provino scarico o soggetto a
carico affaticante continuamente variabile. Dal punto di vista strutturale, in presenza di una
cricca, diminuisce la rigidezza del provino, pertanto, a parità di deformazione massima
imposta, diminuisce anche la massima forza di trazione che deve essere esplicata dalla
machina. Di conseguenza, dopo il tratto di stabilizzazione, la cuspide superiore tende a
decadere sensibilmente: un tale andamento può essere interpretato come un chiaro segno
della presenza di un difetto. Lo stesso diagramma prima citato permette di rendersi conto
della fine della zona di stabilizzazione e dell’inizio del decadimento della cuspide. Anche in
questo caso si è potuto elaborare un semplice algoritmo, che prevede di interrompere la
prova, quando il valore del carico massimo del ciclo diminuisce del 10% rispetto a quello
rilevato in corrispondenza della condizione di ciclo stabilizzato. La Fig. (10) mostra il
Pannello Frontale del programma LabView al termine di una prova. Il diagramma in alto a
destra illustra il monitoraggio della cuspide superiore, mostrato in basso in dettaglio. Si può
osservare come questo presenti un andamento caratteristico: inizialmente si ha un rapido
calo nei primi cicli prima della stabilizzazione. Successivamente, il valore si stabilizza,
anche se potrebbe non esserci, come ben evidenziato in questo caso, un tratto perfettamente
stazionario della curva. Terminata la fase di vita stabile, inizia il decadimento della cuspide,
via via sempre più rapido, man mano che il difetto si propaga. Al termine delle prove tutti i
provini sono stati ispezionati visivamente, per accertare la presenza effettiva del difetto. In
alcuni casi, quando la cricca non era di facile individuazione, si è proceduto a controlli non
distruttivi con l’impiego di liquidi penetranti fluorescenti post-emulsionabili.
Risultati sperimentali sul materiale del rotore (26NiCrMoV14 5)
Con l’ausilio degli strumenti prima citati si è ricavata dapprima la curva σ-ε statica (Fig.
(11)), il che ha permesso la stima del modulo elastico E (193.800 MPa), del coefficiente di
plasticità statico K (1013 MPa) e dell’esponente di incrudimento statico n (0,059), Eq. (2).
1
1
σ § σ ·n
σ
§ σ · 0 ,059
ε = +¨ ¸ =
+¨
¸
E ©K¹
193.800 © 1013 ¹
(2)
Si è quindi proseguito con la determinazione della curva ciclica, ricavata interpolando
su numerose prove di fatica effettuate a diversi livelli di ampiezza di deformazione. La
curva ciclica è ricavata per inviluppo delle cuspidi superiori dei cicli di isteresi stabilizzati.
La condizione di stabilizzazione è stata verificata secondo l’algoritmo precedentemente
enunciato. La Figura (11) riporta unitamente alla curva statica, anche quella ciclica, con
evidenziazione dei punti sperimentali per i quali si è eseguita l’interpolazione. Si osserva
come la curva ciclica sia più bassa rispetto a quella statica: il materiale denota un
addolcimento ciclico, tipico degli acciai con una buona resistenza. In Figura (12) è invece
illustrata nel dettaglio la procedura sperimentale di elaborazione della curva ciclica, che va
ad interpolare i punti di cuspide dei numerosi cicli stabili presi in considerazione. Tale
procedura ha permesso la stima del coefficiente di plasticità a fatica K' (919 MPa) e
dell’esponente di incrudimento a fatica n' (0,058), Eq. (3).
133
1
ε=
Tensione
[MPa]
Tensione
[MP
800
1
σ
σ § σ ·n
§ σ · 0,059
+¨
+¨ ¸ =
¸
E ©K ¹
193 .800 © 1013 ¹
600
1
ε=
400
1
σ
σ § σ · n'
§ σ · 0,058
+¨
+¨ ¸ =
¸
E © K' ¹
193 .800 © 919 ¹
Statica
Ciclica
Serie3
200
0
0
0.5
1
1.5
Deformazione [%]
Figura 11. Curva statica e curva ciclica per il materiale 26NiCrMoV14 5.
800
600
Tensione
Tensione [MPa]
[MP
400
200
0
-1.2
-0.7
-0.2
0.3
0.8
-200
-400
-600
-800
Deformazione
[microeps]
Deformazione
[%]
Figura 12. Curva ciclica (26NiCrMoV14 5) come interpolante dei punti di cuspide.
σ
1
1
σ
§ σ · 0,058
§ σ · n'
ε = +¨ ¸ =
+¨
¸
E © K'¹
193.800 © 919 ¹
(3)
Infine, si è determinata la curva di fatica Δε/2-2N secondo il modello di MansonCoffin, sulla base delle numerose prove effettuate a diversi livelli di ampiezza di
deformazione. Questi sono stati scelti, così da ben descrivere la curva di fatica in un ampio
campo di cicli, tipico della fatica oligociclica, da qualche centinaio ad alcune decine di
migliaia. Nella determinazione della curva, l’ampiezza totale di deformazione Δε/2 è stata
decomposta nella sua componente elastica e nel restante residuo plastico.
134
Δε el . σ' f
=
(2 N )b = 887 (2 N )−0,043
2
E
193 .800
1.E+00
2x
1.E-01
> 10
5
1.E-02
1.E+00 1.E+01 1.E+02 1.E+03 1.E+04 1.E+05 1.E+06
a)
Ampiezza
def. plastica
Tensione
[MPa]
Ampiezza
def. [MPa]
elastica
Tensione
1.E+01
Ampiezza
deformazione
Tensione
[MPa] [%]
Δε pl .
1.E+01
2
1.E+02
= ε' f (2 N )c = 0,15 ⋅ (2 N )−0 ,55
1.E+00
1.E-01
1.E-02
1.E+00 1.E+01 1.E+02 1.E+03 1.E+04 1.E+05 1.E+06
b)
Semi-Cicli 2N
c)
1.E+02
Semi-Cicli 2N
Δε Δε el . Δε pl . σ' f
(2 N )b + ε' f (2 N )c =
=
+
=
2
2
2
E
887
=
(2 N )−0,043 + 0 ,15 ⋅ (2 N )−0,55
193 .800
1.E+01
1.E+00
1.E-01
Δε el .
2
2x
Δε pl .
> 10
5
2
1.E-02
1.E+00
1.E+01
1.E+02
1.E+03
1.E+04
1.E+05
1.E+06
Semi-Cicli 2N
Figura 13. Curva di fatica (26NiCrMoV14 5) e relative regressioni lineari
In riferimento ai due addendi dell’Eq. (4) si sono quindi ricavate le relative linee di
regressione in campo logaritmico, unitamente ai coefficienti di caratterizzazione (Fig. (13 a,
b)). La curva di fatica, data dalla combinazione delle succitate due componenti è
rappresentata nella Fig. 13 c. Al termine di tale procedura si sono pertanto ricavati i
seguenti parametri: coefficiente di resistenza a fatica σ'f (887 MPa), coefficiente di duttilità
a fatica ε'f (0,15) e degli esponenti di fatica b (-0,043), c (-0,55), Eq. (4).
Δε Δε el . Δε pl . σ' f
(2 N )b + ε' f (2 N )c = 887 (2 N )− 0,043 + 0,15(2 N )− 0,55
=
+
=
2
2
2
E
193.800
(4)
Si può osservare come alla più bassa ampiezza di deformazione considerata i punti
sperimentali siano meglio interpolati dalla retta elastica piuttosto che dalla curva di
Manson-Coffin. Questo appare in linea con le conclusioni del contributo [36], che
sottolinea come, quando la parte elastica è fortemente prevalente, il modello di MansonCoffin, che prevede di sommarvi una piccola componente plastica, sia poco attendibile. In
tal caso risulta appunto più accurato il più semplice modello che considera la sola parte
elastica.
Risultati sperimentali sul materiale della cappa (18Mn18Cr)
La stessa procedura è stata poi implementata sul materiale della cappa. Anche in tal caso si
è partiti dalle prove statiche, che hanno portato alla curva illustrata in Fig. 14. Si noti come
il materiale abbia delle caratteristiche meccaniche particolarmente spinte, con limite allo
scostamento di proporzionalità oltre i 1200 MPa. L’andamento della curva σ-ε è quello
tipico di un acciaio inossidabile con un tratto di plasticizzazione quasi piatto e orizzontale,
oltre la linearità. Si sono quindi determinati i relativi parametri K e n, pari rispettivamente a
1299 MPa ed a 0,0090 (Eq. (5)).
135
1
ε=
1
σ § σ ·n
σ
§ σ · 0 ,0090
+¨ ¸ =
+¨
¸
E ©K¹
189 .000 © 1299 ¹
Tensione
[MPa]
Tensione
[MP
1200
800
1
400
ε=
1
σ § σ · n'
σ
§ σ · 0,158
+¨ ¸ =
+¨
¸
E © K' ¹
189 .000 © 1873 ¹
Statica
Ciclica
Serie3
0
0
0.5
1
1.5
Deformazione [%]
Figura 14. Curva statica e curva ciclica per il materiale 18Mn18Cr.
1000
800
600
Tensione
[MPa]
Tensione
[MPa]
Tensione
[MP
400
200
-1.6
-1.1
0
-0.1
-200
-0.6
0.4
0.9
1.4
-400
-600
-800
-1000
Deformazione
[%]
Deformazione
[microeps]
Figura 15. Curva ciclica (18Mn18Cr) come interpolante dei punti di cuspide.
1
1
σ § σ ·n
σ
§ σ · 0 ,0090
ε = +¨ ¸ =
+¨
¸
E ©K¹
189.000 © 1299 ¹
(5)
Si è quindi passati alla determinazione della curva ciclica, come inviluppo delle cuspidi
superiori di tutti i cicli stabilizzati rilevati durante le successive prove di fatica a diversi
livelli di ampiezza di deformazione. Le due curve, statica e ciclica, sono confrontate nella
Fig. 14 con l’indicazione di tutti i risultati sperimentali per cui è ricavata la curva
interpolante. Si può osservare come la curva ciclica sia ora nettamente più in basso rispetto
136
a quella statica. Questo testimonia che si è in presenza di un marcato addolcimento ciclico.
Quanto rilevato è coerente con la natura di materiale ad elevata resistenza, per il quale
anche il fenomeno dell’addolcimento ciclico risulta accentuato. La Figura 15 mostra in
dettaglio la determinazione sperimentale della curva ciclica, interpolando su tutti i cicli
stabilizzati. Si sono così determinati i seguenti parametri rappresentativi del comportamento
ciclico del materiale, K’ pari a 1873 MPa, e n’, pari a 0,158, Eq. (6).
1
1
σ § σ · n'
σ
§ σ · 0 ,158
ε = +¨ ¸ =
+¨
¸
E © K' ¹
189.000 © 1873 ¹
(6)
Con identica procedura a quanto precedentemente decritto si è quindi ricavata la curva
di fatica secondo Manson-Coffin (Fig. 16 c). Anche in questo caso essa è descritta su un
campo di cicli piuttosto ampio e coerente con la sollecitazione a fatica oligociclica.
Operando le regressioni lineari su scala logaritmica dei termini elastico e plastico (Fig. 16
a, b), si sono quindi determinati i parametri del comportamento a fatica: coefficiente di
resistenza a fatica σ'f (1321 MPa), coefficiente di duttilità a fatica ε'f (0,20) ed esponenti di
fatica b (-0,063), c (-0,47), Eq. (7).
1.E+01
Δε el . σ' f
=
(2 N )b = 1321 (2 N )−0,063
2
E
189 .000
1.E+00
1x
5
> 10
1.E-01
1.E-02
1.E+00 1.E+01 1.E+02 1.E+03 1.E+04 1.E+05 1.E+06
a)
Ampiezza
def. plastica
Tensione
[MPa]
Ampiezza
def. elastica
Tensione
[MPa]
Δε Δε el . Δε pl . σ' f
(2 N )b + ε' f (2 N )c = 1321 (2 N )− 0 ,063 + 0,20(2 N )− 0 ,47
=
+
=
2
2
2
E
189.000
Ampiezza
deformazione
Tensione
[MPa] [%]
Δε pl .
1.E+01
2
1.E+02
= ε' f (2 N )c = 0,20 (2 N )−0 ,47
1.E+00
1.E-01
1.E-02
1.E+00 1.E+01 1.E+02 1.E+03 1.E+04 1.E+05 1.E+06
b)
Semi-Cicli 2N
Semi-Cicli 2N
Δε Δε el . Δε pl. σ ' f
=
+
=
(2 N )b + ε ' f (2 N )c =
2
2
2
E
1321
=
(2 N )−0,063 + 0,20(2 N )−0, 47
189.000
1.E+01
1.E+00
1.E-01
Δε el .
2
1x
Δε pl .
> 10
5
2
1.E-02
1.E+00
c)
1.E+02
1.E+01
1.E+02
1.E+03
1.E+04
1.E+05
1.E+06
Semi-Cicli 2N
Figura 16. Curva di fatica (18Mn18Cr) e relative regressioni lineari
137
(7)
Ampiezza
deformazione
Tensione
[MPa] [%]
Confronto e discussione
Dal punto di vista della reesistenza statica, le proprietà meccaniche del materialee della cappa
sono nettamente superiorii rispetto a quelle del materiale del rotore: lo scostameento al limite
di proporzionalità è increementato di circa il 60%, passando da 800 MPa a been oltre 1200
MPa. Si tratta di valori che
c vanno anche oltre rispetto a quelli di riferimentto indicati in
diverse pubblicazioni, fraa cui [2,11]. Le prestazioni a fatica possono essere connfrontate alla
luce della collocazione delle
d
relative curve di Manson-Coffin, insieme rappreesentate nella
Fig. 17. Si osserva come nel
n caso della cappa la relativa curva sia decisamente più in alto, e
come si abbia ancora unna vita intorno ai 250 cicli (500 semi-cicli) per valoori elevati di
ampiezza di deformazionee (Δε/2 = 1,5%). Si riscontra inoltre una vita oltre i 5⋅104 cicli (105
semi-cicli) per un’ampiezzza pari allo 0,3%. Per quanto concerne i parametri caratteristici
del comportamento a fatiica, il materiale della cappa presenta un maggiore cooefficiente di
resistenza a fatica σ’f (inccremento del 49%), ma anche un più elevato (in valoore assoluto)
esponente b, il che indica che la retta rappresentativa delle deformazioni elastiche risulta
più alta, ma anche più incclinata verso il basso.
1.E+02
1.E+01
Cappa tangenziale
(18Mn18Cr)
1x
1.E+00
> 10
2x
5
> 10
Rotore tangenziale
(26NiCrMoV14 5)
1.E-01
5
1.E-02
1.E+0
00
1.E+01
1.E+02
1.E+03
1.E+04
1.E+05
1.E+0
06
Semi-Cicli 2N
C
di fatica per i due materiali poste tra loro a confroonto.
Figura 17. Curve
Figura 18. Coontrollo non distruttivo con liquidi penetranti su proviino in
26NiCrMoV14 5, soggeetto ad una prova ad ampiezza di deformazione pari allo 0,425%.
138
Nel caso della componente plastica, il materiale della cappa denota un maggior valore
(incremento del 35%) per il coefficiente di duttilità a fatica ε’f, ed un minore valore (in
valore assoluto) per l’esponente c. Come si osserva dal diagramma, le migliori prestazioni
del materiale della cappa alle più elevate ampiezze di deformazione dipendono dal duplice
effetto di una maggiore quota della retta rappresentativa e da una minore inclinazione della
stessa, che appare più coricata. Ne risulta che la curva di fatica del materiale della cappa è
più alta e ad andamento più piatto, notandosi a malapena il punto di passaggio fra
comportamento prevalentemente elastico e comportamento prettamente plastico. Per effetto
del forte addolcimento ciclico prima evidenziato, il materiale della cappa dà luogo a cicli
prevalentemente in campo plastico per ampiezze superiori allo 0,85%, un valore non molto
più elevato del corrispondente per il materiale del rotore, che è intorno allo 0,7%.
Controlli non distruttivi sui provini affaticati
Tutti i provini soggetti a prove di fatica sono stati indagati per accertare la presenza delle
cricche, la cui insorgenza era stata prevista tramite il monitoraggio del decadimento della
cuspide superiore del ciclo di isteresi. Si è proceduto tramite controllo visivo e/o attraverso
l’impiego di liquidi penetranti fluorescenti post-emulsionabili, con successivo trattamento
con rilevatore bianco ed osservazione in camera oscura alla lampada di Wood. L’immagine
in Fig. 18 mostra l’individuazione di tante piccole cricche trasversali, tra loro parallele, nel
tratto centrale di un provino del materiale del rotore.
6. CONCLUSIONI
A seguito delle indagini a carattere bibliografico, dello sviluppo progettuale della nuova
attrezzatura e dei risultati delle prove sperimentali, si può rimarcare quanto segue:
ƒ Il rotore e soprattutto la cappa sono componenti altamente sollecitati: ad ogni
transitorio del turbogeneratore si compie un ciclo a fatica oligociclica (con circa
10.000 transitori previsti nell’arco della vita). Pur essendo note le caratteristiche
metallurgiche dei materiali impiegati, si registra una mancanza di dati in merito ai
parametri tipici che ne definiscono il comportamento dinamico a basso numero di
cicli.
ƒ Si è programmata una campagna sperimentale basata su un piano di prove a due
fattori, ciascuno valutato a due livelli: si considerano cioè due materiali (quello
usato per il rotore, 26 NiCrMoV14 5, e quello per la cappa, 18Mn18Cr) e due
orientazioni delle fibre, secondo le direzioni degli sforzi più elevati (tangenziale e
radiale). 160 provini sono stati opportunamente ricavati da cappe e rotori reali,
tenendo conto delle normative in materia e dei vincoli dimensionali.
ƒ La nuova attrezzatura di carico è stato sviluppata inizialmente per via concettuale,
per ricercare la soluzione che minimizzasse i fenomeni di disassamento e quindi le
sollecitazioni flessionali in prove nominalmente a sola trazione e compressione.
ƒ La soluzione scelta e realizzata si caratterizza per la presenza di un cuscinetto
assiale con ralla sferica con uno degli anelli posto capovolto, per permettere un
auto-allineamento del provino, compensando gli eventuali disassamenti in termini
di spostamenti e rotazioni. Opportune prove di validazione hanno dato esito
confortante, permettendo di stimare uno spostamento traversale fra le estremità del
provino di appena due centesimi di mm ed una rotazione relativa di meno di un
decimo di grado. Il rapporto fra la massima deformazione dovuta alla flessione e la
massima deformazione dovuta al carico nominale tende a valori del 5-7% ed
139
ƒ
ƒ
ƒ
appare accettabile anche sulla base di precedenti, per quanto datati, studi in
letteratura.
Tutte le prove di caratterizzazione sono state eseguite con acquisizione dei dati
assistita da programmi LabView (V8.0), realizzati espressamente. Durante le
prove di fatica, effettuate a deformazione imposta sino alla formazione di un primo
difetto ingegneristicamente visibile, tali programmi hanno avuto un ruolo chiave
nel monitoraggio della fase stabile del ciclo e, successivamente, di quella di
enucleazione del difetto.
Le prove di caratterizzazione hanno riguardato sia il materiale del rotore che
quello della cappa con orientazione tangenziale delle fibre. Si è potuto evidenziare
che il materiale della cappa presenta caratteristiche statiche piuttosto spinte, con
scostamento al limite di proporzionalità oltre i 1200 MPa, mentre lo stesso
parametro per l’altro materiale si attesta intorno agli 800 MPa. Entrambi i
materiali presentano un addolcimento ciclico, molto marcato nel caso di quello
della cappa. Quest’ultimo materiale si dimostra il migliore anche nel
comportamento a fatica, con più elevati (di circa il 40%) coefficienti di resistenza
a fatica (σ’f) e di duttilità (ε’f) e con un curva di Manson-Coffin, maggiormente
spostata verso l’alto ed ad andamento piuttosto spianato (appena accennato il
passaggio fra comportamento prevalentemente elastico e comportamento
prettamente plastico).
Nei prossimi mesi si prevedono ulteriori prove per portare a compimento la
campagne sperimentale pianificata in Tab. (2). Una volta noti tutti i parametri di
entrambi i materiali nelle due orientazioni delle fibre previste, si procederà al
perfezionamento e allo sviluppo di algoritmi numerico-simulativi, per mettere a
disposizione uno strumento in grado di assistere il progettista nella fase di
sviluppo e soprattutto di revisione e previsione di vita residua delle cappe e dei
rotori.
Ringraziamenti
Gli autori desiderano ringraziare i tecnici Sig. Dino Balduzzi e Sig.ra Vanda Roversi del
Dipartimento DIEM dell’Università degli Studi di Bologna per il prezioso aiuto durante le
prove sperimentali.
REFERENCES
[1] W. Tong, 2004. “Design and analysis of retaining ring locking key groove in turbine generators”.
In Proceedings of the 2004 ASME International Congress and Exposition, Anaheim, CA, USA, Vol.
117 of American Society of Mechanical Engineers, Design Engineering Division (Publication) DE,
American Society of Mechanical Engineers, pp. 167–171.
[2] W.G. Moore, 1999. “Evaluation, repair & restoration of generator magnetic retaining rings”. In
Proceedings of the 1999 International Joint Power Generation Conference and Exhibition and ICOPE
'99, Burlingame, CA, USA, Vol. 34 of American Society of Mechanical Engineers, Power Division
(Publication) PWR, ASME, Fairfield, NJ, USA.
[3] A. Balitskii, O. Krohmalny, I. Ripey, 2000. “Hydrogen cooling of turbogenerators and the
problem of rotor retaining ring materials degradation”. International Journal of Hydrogen Energy, 25,
pp. 167–171.
140
[4] K. Orita, Y. Ikeda, T. Iwadate, J. Ishizaka, 1990. “Development and production of 18Mn-18Cr
non-magnetic retaining ring with high yield strength”. ISIJ Journal, 30, pp. 587–593.
[5] A.I. Balitskii, M. Diener, R. Magdowski, V.I. Pokhmurskii, M.O. Speidel, 1998. “Anisotropy of
fracture toughness of austenitic high nitrogen chromium-manganese steel”. In Proceedings of the
1998 5th International Conference on High Nitrogen Steels (HNS), Stockholm, Svezia, Vol. 318 of
Materials Science Forum, Trans Tech Publ, Uetikon-Zuerich, Switzerland, pp. 401–406.
[6] J.B. Vogt, 2001. “Fatigue properties of high nitrogen steels”. Journal of Materials Processing
Technology, 117, pp. 364–369.
[7] J. Nixon et al., 1992. “Materials of Generator Endwinding Retaining Rings”. GEC Alstom Review,
9, pp. 19–34.
[8] Y. Yamamoto, T. Namera, T. Otaka, H. Ito, M. Tari, 2001. “Successful manufacturing and shop
testing of the world's largest tandem 2-pole, 60Hz, 1,000MW turbine generator”. In Proceedings of
the IEEE Power Engineering Society Transmission and Distribution Conference, Atlanta, GA, USA,
Vol. 3 (Summer) of Proceedings of the IEEE Power Engineering Society Transmission and
Distribution Conference, Institute of Electrical and Electronics Engineers Inc., pp. 1393–1398.
[9] D.P. Peagno, 1994. “Coil retaining rings - Rotek engineering's experience”. In Proceedings of the
Electrical Engineering Congress 1994, Sydney, Australia, Part 2, Vol. 1 (94/11) of National
Conference Publication - Institution of Engineers, Australia, IE Aust, Crows Nest, NSW, pp. 251–
258.
[10] J.T. Murphy, R. Ballinger, H. Becker, D. Gwinn, S. Mathew, 1992. “Turbogenerator flywheel for
alcator C-MOD”. In Proceedings of the IEEE Power Engineering Society Transmission and
Distribution Conference, Dallas, TX, USA, pp. 551–554.
[11] W.Y. Maeng, D.D. Macdonald, 2008. “The effect of acetic acid on the stress corrosion cracking
of 3.5NiCrMoV turbine steels in high temperature water”. Corrosion Science, 50, pp. 2239–2250.
[12] K.J. Nix, T.C. Lindley, 1988. “The influence of relative slip range and contact material on the
fretting fatigue properties of 3.5NiCrMoV rotor steel”. Wear, 125 (1-2), pp. 147–162.
[13] V.P. Swaminathan, T.T. Shih, A. Saxena, 1982. “Low frequency fatigue crack growth behavior
of A470 class 8 rotor steel at 538°C (1000°F)”. Engineering Fracture Mechanics, 16 (6), pp. 827–
836.
[14] S.A. Bashu, 1990. “Impact energy/specimen thickness relationship for two turbine steels”.
Journal of Testing and Evaluation, 18 (5), pp. 363–368.
[15] V.P. Swaminathan, H.G. Pennick, M.J. Jirinec, J. Madia, 1991. “Remaining life assessment of
the East River 7 high pressure rotor”. In Proceedings of the 1991 International Joint Power
Generation Conference, San Diego, CA, USA, Vol. 15 of American Society of Mechanical Engineers,
Power Division (Publication) PWR, ASME, New York, NY, USA, pp. 69–78.
[16] V.V. Skorchelletty, E.P. Silina, V.A. Zaytsev, V.V. Maslov, T.D. Lubeznova, 1981. “Stress
corrosion cracking of turbogenerators rotors retaining rings”. Elektrychiskie stantsii, 12, pp. 40–42.
[17] M.O. Speidel, 1981. “Nichtmagnetisierbare stahle fur generator-kappenringe, ihr widerstand
gegen korrosionermundung”. VGB Kraftwerkstechnik, 61 (5), pp. 1048–1053.
[18] N.L. Kilpatrick, M.I. Schneider, 1990. “Update on experience with in-service examination of
non-magnetic rings on generator rotors”. In Proceedings of the Third P900-Coloquium, VSG Essen
Works, Essen, Germania, pp. 103–109.
[19] G. Klempner, I. Kerszenbaum, 2004. Operation and maintenance of large turbo generators,
IEEE Press, New York.
141
[20] D. Bokelman, K. Forch, K.D. Haverkamp, 1991. “Forging Technique for the Manufacture of a
Heavy Flywheel with 108 t Forging Weight”. In Proceedings of the 11th International Forgemasters
Meeting, Terni/Spoleto, Italia.
[21] M.C. Sun, Y.H. Sun, R.K. Wang, 2004. “50Mn18Cr4WN retaining ring macroresidual stress
relieving by pulsating oil pressure”. Materials Letters, 58, pp. 1340–1343.
[22] ASTM E606-04, 2004. Standard Practice for Strain-Controlled Fatigue Testing.
[23] A. Freddi, S. Curioni, G. Caligiana, 1989. “La vita a fatica torsionale negli alberi dei turbo
gruppi”. Report interno Dip. DIEM, Università degli Studi di Bologna, Italia.
[24] G. Olmi, A. Freddi, 2008. “Low Cycle Fatigue on Coil Retaining Rings and Turbogenerator
Rotors: a preliminary analysis”. In Proceedings of the 25th Danubia-Adria Symposium, eské
Budjovice, esky Krumlov, Rep. Ceca, Vol. 1 of Danubia Adria - 25th Symposium on Advances in
Experimental Mechanics, Czech Technical University in Prague, pp. 199–200.
[25] G. Glinka, 1985. “Energy density approach to calculation of inelastic strain-stress near notches
and cracks”. Engineering Fracture Mechanics, 22 (3), pp. 485–508.
[26] M.N.K. Singh, A. Buczynski, G. Glinka, 1997. “Notch stress-strain analysis in multiaxial
fatigue”. European Structural Integrity Society, 22, pp. 113–124.
[27] A. Buczynski, G. Glinka, 2003. “An analysis of elasto-plastic strains and stresses in notched
bodies subjected to cyclic non-proportional loading paths”. European Structural Integrity Society, 31,
pp. 265–283.
[28] G. Pahl, W. Beitz, 1997. Engineering Design, a Systematic Approach, Springer-Verlag, Berlin,
Germania.
[29] B.W. Christ, 1973. “Effects of misalignment on the pre-macroyield region of the uniaxial stressstrain curve”. Metallurgical Transactions, 4 (8), pp. 1961–1965.
[30] R.K. Penny, E.G. Ellison, G.A. Webster, 1966. “Specimen alignment and strain measurement in
axial creep tests”. Material Research and Standards, 6 (2), pp. 76–84.
[31] R.J. O’Kane, 1971. “Discussion in elevated temperature testing problem areas”. American
Society for Testing and Materials, STP 488, pp. 61–64.
[32] G. Birkbeck, N.J. Petch, D.M. Rae, 1972. “Eccentricity of loading in tensile testing”. Journal of
Iron and Steel Institute, pp. 675–679.
[33] UNI 6761-1992, 1992. Attrezzi di manovra. Spazio minimo per la manovra di viti e dadi
esagonali,.
[34] A.K. Schmieder, A.T. Henry, 1971. “Axiality measurements on fifty creep machines”. Elevated
Temperature Testing Problem Areas, STP 488, pp. 43–60.
[35] UNI EN 10002-1, 2004. Materiali metallici, Prova di trazione, Parte 1: Metodo di prova a
temperatura ambiente.
[36] C. Delprete, R. Sesana, A. Vercelli, 2009. “Stima della vita LCF e TMF di acciaio austenitico:
confronto analitico sperimentale di modelli di danneggiamento”, In Proceedings of the XXXVIII
AIAS National Conference, Torino (Italia).
142
FATIGUE ASSESSMENT OF COMPLEX WELDED
STRUCTURES USING FINITE ELEMENT ANALYSIS
AND ASME DIV. 2 MASTER CURVE
Gianni Nicoletto
Department of Industrial Engineering,
University of Parma, Italy
E-mail: [email protected]
Tito Marin
Department of Industrial Engineering,
University of Parma, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. Fatigue design of welded structures can be carried by norms or by analysis. The
introduction of a new structural stress definition in combination with a master S/N curve
has greatly enhanced the applicability and accuracy of finite-element-based fatigue
assessment of complex welded joints. The method, recently included in the ASME Div. 2
code, has been implemented in a post-processor of finite element results. The applications
presented here confirm the main features such as mesh and element type insensitivity,
accuracy in crack initiation location and fatigue life prediction .
Keywords: fatigue, welded joint, finite element, structural stress
1. INTRODUCTION
Welding is a widely used joining technique for metallic structures and components in many
industrial sectors. A common failure mode of welds is fatigue cracking, [1,2]. Fatigue crack
initiation is favoured by: i) local material heterogeneity associated to the thermo
mechanical process, that leads to modification of the local microstructure and to the
alteration of the mechanical properties of the material in the weld area; ii) high local stress
concentration due to the geometric discontinuity associated to the weld itself and possibly
small defects, such as slag inclusions, gas pores, lack of fusion zones and undercuts. Often,
therefore the crack initiation phase is extremely short, if not absent, and the whole fatigue
life of the joint is spent in the crack propagation phase.
Residual stresses play an important role in the definition of the actual stress state at the
crack-prone locations, such as the weld toes. Residual stresses are usually tensile and close
to the yield strength of the material and, even if their effect is less pronounced in small
components, they are commonly blamed for relative insensitivity of the fatigue strength of
welds to the mean stress. Therefore the fatigue behaviour of as-welded joints is usually
described in terms of only the stress ranges.
A comprehensive body of standards, [3,4], as well as a large number of publications
offer a variety of methods for evaluating the effect of dynamic stress on the life cycle of a
welded structure, [2-6]. Several of these methods are based on nominal stresses. With the
143
expanding use of the finite element method in structural design, other methods are using
structural or notch stresses and latest developments are dealing with nodal forces, [2]. After
a brief review of some well established techniques, a recent finite element–based approach
to the fatigue assessment of welded joints is described in this contribution. Finite element
modelling difficulties, i.e. mesh sensitivity of stress results and element type selection for
weld representation, are relaxed. An original postprocessor that combines the new
modelling approach with the master S/N curve included recently in the ASME code is
presented and applied to different welded configurations. The predictive capability of the
developed tool is verified by correlation to published results and a parallel experimental
program.
2. METHODS FOR FATIGUE ASSESSMENT OF WELDED JOINTS
The methods for the fatigue assessment of welded joints are commonly classified into
“global” and “local” families, [1,2,5]. The former method consists of the traditional
nominal stress approach, see Fig. (1), [1], which is still the most used for its simplicity and
is the basis of all standards and design codes. With the nominal stress approach no attempt
is made of taking into account the stress concentrations due to macro- and micro-geometric
effects of the joints. It employs several empirical S-N curves that are associated with detail
categories and on corrective factors, [3,4]. The selection of a detail class for a welded joint
type and loading mode is often subjective and, in many common situations, difficult even
or a skilled engineer. This is especially true when the geometry of the structure is complex
or when the stress state is not reducible to a simple main component. Moreover real
structures may develop fatigue cracks in locations different to those indicated in the details
present in the standards so this method has severe limitations.
The group of “local” methods are based on the determination of different local
parameters, ranging from the notch stress and notch strain to the fracture mechanics
parameters such as J-integral and the stress intensity factor, see Fig. (1) [1]. They are also
aimed at different phases of the fatigue process: for example local notch stress is suitable
for the crack initiation while fracture mechanics is ideal for crack propagation, [5,7].
Figure 1. Classification of the different methods for the fatigue assessment of welds, [1].
144
a)
b)
Figure 2. a) Decomposition of the through thickness stress at the weld toe; b) stress
component acting normal to the weld fillet...
Even if these local approaches have a significant theoretical foundation, the
applicability is often confined to specific cases and therefore they cannot be easily
generalized to cover the variety of situations typically found in engineering and are not yet
accepted in the standard codes.
An intermediate approach between “global” and “local” methods uses a definition of a
representative stress, in proximity of the weld toes, which is based on an idealized stress
distribution in the thickness of the joined members. Different terms have been used for
defining this stress depending on the field of application and on the way it is calculated (i.e.
geometric stress, structural stress, hot-spot stress). The term structural stress is adopted in
Fig. (1), [1]. The structural stress approach is suited for the assessment of fatigue failures
occurring at the weld toes; accordingly it is the stress component normal to the crack plane,
i.e. normal to the weld line that is the driver for crack propagation. The structural stress can
be inferred by surface measurements and extrapolations, leading to the traditional hot-spot
technique, Fig. (2a). This procedure can be replicated by numerical simulations using finite
element models and is present in standard codes (i.e. Eurocode3, [4]).
Alternatively, as depicted in Fig. (2b), the stress component orthogonal to the weld line
is considered and a linearized distribution over the section thickness is determined through
FE simulation interrogating nodal stresses, [8]. Such practice has also been introduced in
pressure vessel standard EN 13445, [2]. As a result of the linearization, the structural stress
σs at the weld toe is composed by a membrane part σm, constant in the thickness, and a
bending part σb, while the remaining self-equilibrated non-linear σnl is not considered.
Therefore the structural stress includes only the global effects of structural discontinuities
but disregards the notch effect due to the local weld geometry. This approach requires a
linear elastic finite element analysis and the fatigue assessment is performed using
structural stress S-N curves that are in limited number with respect to the nominal stress SN curves.
145
3. THE STRUCTURAL STRESS APPROACH BASED ON NODAL FORCES
The finite element method when applied for the calculation of a structural stress in the
traditional surface extrapolation method and in the through thickness linearization is
typically characterized by mesh-dependence of the results. P. Dong and colleagues at
Battelle Institute have recently formulated an effective procedure for the calculation of the
structural stress from forces and moments at the nodes of a finite element mesh, based on
work-equivalence considerations, [8]. This method has the distinctive advantage of
providing a structural stress fairly insensitive to the mesh features (element size and
element type) in the areas corresponding to the weld toes. Elemental stresses or stresses
extrapolated to the nodes are in fact influenced by the element formulation and by the
geometric characteristics of the finite elements, whereas nodal forces directly derive from
the equilibrium of the structure, [12]. Nodal forces (and moments) for each element are
calculated from the stiffness matrix and the nodal displacements (and rotations). The
displacements are the primary output of displacement-based FE codes and the equilibrium
at each node in the mesh is satisfied regardless of the element size and element formulation.
In the through thickness linearization method, first distributed line forces (and
moments) are determined along the edges of the weld toe lines starting from balanced nodal
forces (and moments), then at each node the structural stress is calculated as:
σs = σm +σb =
fy
t
+
6 ⋅ mx
t2
(1)
where t is the section thickness of the plate, fy is the line force in the local y direction
orthogonal to the weld line and in the plane of the shell; mx is the line moment in the local x
direction tangent to the weld line. Forces and moments have to be preliminarily rotated into
local coordinate systems defined at the nodes of the weld line. The resulting line forces
(and moments) are continuous along the weld toe lines and so is the structural stress. The
detailed procedure is described in several publications, for example [9-10]. Even if these
concepts can be applied to solid elements (2D and 3D), the approach is particularly suited
for shell elements that are often the preferred choice for modeling the structural response of
thin-walled welded structures, i.e. Fig. (3a), (for example truck frames, ships, cranes,
bridges, etc.).
a)
b)
Figure 3: a) Tubular connection (T-joint) modeled with shell elements; b) fillet welds with
partial and complete penetration.
146
The fatigue assessment of the welded joints becomes an additional outcome of the
standard elastic stress analysis of the entire structure. The only specific requirement
concerns the modeling of the welds because the fillets must be explicitly included to
correctly represent the stiffness of the joints. Figure (3a) shows an example of a T-joint
connection between two tubular parts using inclined elements. For the fillet weld of
Fig.(3a), both two toe lines (in red) have to be analyzed since a priori it is not known,
which one is the most prone to fatigue and where. Modeling strategies for partial and
complete penetration seam welds are presented in Fig. (3b).
4. THE MASTER S/N CURVE OF THE ASME CODE
After the structural stress analysis is carried out according to the method described in the
previous section, the fatigue assessment of the welded joint is carried adopting the ASME
Boiler and Pressure Vessel Codes Division 2, [13], where the master S-N curve has the
following form:
ΔS s = C ⋅ N h
(2)
where C and h are material constants and are tabulated for different prediction intervals and
for two classes of materials: structural steels and aluminium. This unique S-N curve was
demonstrated to correlate multiple S-N curves when the scaling parameter ΔSs was defined
based on fracture mechanics considerations implying that crack propagation dominates
fatigue lives in welded joints. For constant amplitude loading, the equivalent structural
stress range ΔSs is defined as:
ΔS s =
Δσ s
t
(2−m) / 2m
⋅ I ( r )1 / m
(3)
where the structural stress range Δσs obtained according to Eqn. (1) at every node along the
weld toes. In Eqn. (3) the constant m is equal to 3.6 and represents the slope of a Paris-like
fatigue crack propagation curve of constructions steels, t is the section thickness and r is
the following load ratio:
r=
Δσ b
Δσ m + Δσ b
(4)
that represents the bending stress proportion of the total structural stress. I(r) in Eqn. (3) is
the following polynomial function of the load ratio
I (r )1 / m = 0.0011r 6 + 0.0767r 5 − 0.0988r 4 + 0.0946r 3 + 0.0221r 2 + 0.014r + 1.2223
(5)
which is derived by fracture mechanics concepts assuming the presence of a fatigue crack
at the weld toe, see Fig. (4a), that propagates through the thickness in the presence of the
linearized stresses shown in Fig. (4b).
147
a)
b)
Figure 4 a) assumed surface crack at weld toe; b) equivalent fracture mechanics scheme
P. Dong, [10, 11], has proved that the master S/N curve of Eqn. (2) consolidates many
weld geometries and loading modes in a narrow scatter-band. Contrary to most standards,
neither a cut-off limit (fatigue strength for infinite life) nor any knees in the curve are
prescribed.
5. VALIDATION OF METHOD AND SOFTWARE
The methodology described so far has been originally implemented in a post-processor of
the finite element code ABAQUS using the Matlab programming environment, [14-15].
Code validation was carried out initially by correlation with published data as reported
elsewhere. To further validate the structural stress approach and ASME master S-N curve,
an experimental program was planned, performed and is reported here. Different welded
configurations were defined and modeled with the finite element method. In parallel
welded specimens were fabricated and subjected to pulsating tensile constant amplitude
loading (stress ratio R=0) using a servo-hydraulic fatigue testing machine MTS. The
maximum load was set to values corresponding to a given number of cycles. For test time
optimization, the target life of the experiments ranged from N=1.0E+5 to N=5.0E+5. From
the target life, the structural stress was deduced using Equations 3-5 and compared to the
maximum structural stress found in a finite element simulation of the specimen.
The specimens consisted of flat steel plates (thickness t=8 or 10mm, width w=50mm,
length L of 300mm) with steel profiles welded on the top surface. The profiles were Hshaped, T-shaped and a cubic block (“H”, “T”, “B” types in the following). The material
was a typical structural steel Fe510. The failure criterion adopted was the complete
propagation of the fatigue cracks through the plate thickness, so the tests were continued
until final fracture had occurred and the total number of cycles could be determined. Finite
element calculations and experiments are presented with several aims: i) to demonstrate
that the nodal force and moment approach is insensitive to mesh density; ii) to verify that
solid elements and shell elements can be equivalently used in modeling welded joints; iii)
to prove the high predictive capability of the finite element-based ASME code approach.
Insensitivity to Mesh Density
Figure (5a) shows the type “T” specimen geometry where the welded T is 5 mm thick steel.
Two finite element models were prepared using shell elements and very different mesh
density at the weld toes, high in Fig. (5b) and low in Fig. (5c). Because of the particular
geometry, the T-shaped attachment is completely wrapped by the inclined elements
forming the fillet.
148
Figure 5: a) Specimen with the T-shaped attachment; b)-c) shell models with different
mesh size. The V.Mises stress is normalized by the nominal tensile stress.
The toe line is continuous and smooth except in two points where there is an abrupt
change in direction and a 90° angle. At these points (marked with a P in Fig. (5c)) some
disturbance in the structural stress distribution has to be expected. Figs. (5b) and (5c) show
the Mises stress distribution. The normalized results of the post-processed stress are
illustrated in Fig. (8) for the two mesh densities. The x-axis refers to the position of the
nodes on the toe line with respect to a curvilinear abscissa with origin on the tip of the T
and running along the whole fillet. The continuous lines refer to the coarse mesh while the
dashed lines correspond to the fine mesh.
Figure 6: Structural stress and its components along the fillet weld of type “T” specimen.
CM: coarse mesh, FM: fine mesh.
149
The structural stress values including the bending and the membrane components are
normalized by the nominal stress in the section (σnom= F/A, F: applied force, A: crosssection area of the base plate). These stresses are to be intended as located on the upper
surface of the plate and at the intersection of the weld elements and plate elements. The
graph shows that there is an obvious symmetry due to the geometry, and, above all, that the
fine mesh and coarse mesh plots are consistently overlapped with differences substantially
negligible almost everywhere.
Differences show only close to the points P as discussed before. The plot
demonstrates that the membrane stress is dominant while the macro-geometric notch effect
caused by the welded attachment is responsible for the bending component. Peak values are
reached at the tip of the “T” (point Y in Fig. (5c)) and in the middle of the top leg of the
“T” (point Q in Fig.(5c)). These are actually the locations of the fatigue failures, the choice
between Y and Q being dictated by the local weld quality. The structural stress along the
sides of the “T”, which are parallel to the load direction, is close to zero because only the
stress component normal to the weld fillet is considered as damaging.
Influence of Finite Element Type
Figure (7) shows the type “H” specimen geometry where the welded H profile is made of 5
mm thick steel. Two finite element models prepared using either solid elements or shell
elements are also presented in the same Fig. (7). The H-shaped attachment is completely
wrapped by the inclined elements forming the fillet. The two legs of the H profile
transverse to the loading direction are of slightly different length to affect univocally the
fatigue crack initiation place. Disturbance in the structural stress distribution is expected as
in the previous case at weld corners.
Figure 7: Finite element model using 3D elements and real specimen with the solid block.
150
Figure 8. Normalized structural stresses along the weld toes of type H weld
configurations.
The structural stress including the bending and the membrane components are
normalized by the nominal stress in the section (σnom= F/A, F: applied force, A: crosssection area of the base plate) are shown in Fig. (8) for the two types of finite element
models. The graph shows the complex evolution along the weld toe that surrounds the H
profile. The stress variations in Fig. (8) are quite similar and independent of type of finite
element chosen. The peak stresses are achieved at the center of the transverse plates and
insensitive to the plate length, possibly because the difference is small. The shell element
model shows stress oscillation at weld corners. The normalized peak structural stress values
are quite similar, close to 1.4 in both cases and independent of element type used for
modeling.
Fatigue Life Predictive Accuracy
The experimental results on H and T type specimens tested in fatigue are plotted in the into
the 2007 ASME Div. 2 Master curve of Fig. (9), where N is the number of cycles to
fracture and the equivalent structural stress range ΔSs obtained from the FE calculations at
the point along the toe line where the fatigue crack initiated. They all fall within the 2σ
scatter band in all cases and on the safe side with respect to the mean S-N curve.
151
Figure 9: 2007 ASME Div.2 master S-N curve and experimental results
(: specimens H, : specimens T)..
The crack initiation location, see Fig. (10), of type H specimens was always predicted
correctly while for type T two specimens out of three developed a crack at points Q instead
of the predicted point Y (see Fig. (5) and Fig. (6)). This was attributed to the generous
grinding at the tip of the T (point Y) that alleviated the stress concentration at the notch and
produced a beneficial effect to fatigue strength.
Figure 10. Fractured fatigue specimens.
152
The effect was sufficient to retard the fatigue initiation so the crack propagated at point
Q where the grinding was almost absent. These two T specimens in the graph have a lower
ΔSs because the structural stress is lower at points Q (and the ratio r is also different). All
the data, independently of the specimen geometry, fall within the ±2σ scatter band,
therefore demonstrating that the predictions using the presented calculation approach are
quite accurate.
6. CONCLUSIONS
The work presented a structural stress approach to fatigue assessment of welded joints that
integrates well with the finite element method. The procedure was applied to different
specimen geometries subjected to constant amplitude loading and the combination of
calculated structural stresses and of ASME master S-N curve predicted correctly the
location of crack initiation and the fatigue lives determined by experiments. This structural
stress approach demonstrated its mesh-insensitivity. Models developed alternatively with
solid element and shell finite elements gave substantially similar structural stresses.
REFERENCES
[1] Radaj D., 1990. Design and Analysis of Fatigue Resistant Welded Structures, Abington
Publishing, Cambridge
[2] Radaj D., Sonsino C.M., Fricke W., 2006. Fatigue Assessment of Welded Joints by Local
Approaches (2nd Ed.), Woodhead Publishing, Cambridge
[3] Anon., 1993. “Code of practice for fatigue design and assessment of steel structures”, BS7608,
British Standards Institution.
[4] Anon., 1992. “Design of steel structures”—Part 1-1. ENV 1993-1-1. Eurocode 3, European
Committee for Standardization, Brussels.
[5] Fricke W. , 2003. “Fatigue Analysis of Welded Joints: State of Development”, Marine Structures,
16, 185-200
[6] Hobbacher A., 1996. “Fatigue Design of Welded Joints and Components”, Recommendations of
IIW Joint Working Group XIII – XV, Woodhead Publishing
[7] Atzori B., Lazzarin P., Tovo R., 1999. “From the local stress approach to fracture mechanics: a
comprehensive evaluation of the fatigue strength of welded joints”, Fatigue and Fracture of
Engineering Materials and Structures, 22, 369-382
[8] Niemi E., 2001. “Structural Stress Approach to Fatigue Analysis of Welded Components—
Designer’s Guide”. IIW-Doc. XIII-1819- 00/XV-1090-01 (Final Draft)
[9] Dong P., 2001. “A structural Stress Definition and Numerical Implementation for Fatigue
Analysis of Welded Joints”, International Journal of Fatigue 23, 865–876
[10] Dong P., Hong J.K., Cao Z., 2003. “Stresses and Stress Intensities at Notches: ‘Anomalous
Crack Growth’ Revisited”, International Journal of Fatigue 25, 811-825
[11] Dong P., Hong J.K., 2004. “An effective structural stress parameter for evaluation of multiaxial
fatigue”, IIW Doc. XIII-2036-04/XV-1173-04
153
[12] Fermer M., Andreasson M., 1998. “Fatigue Life Prediction of Mag-Welded Thin-Sheet
Structures”, SAE Technical Paper 982311
[13] Anon., 2007. ASME Boiler and Pressure Vessel Code, Section VIII, Rules for construction of
pressure vessels, Division 2- Alternative rules, ASME.
[14] Marin T., Nicoletto G., 2009. “Fatigue design of welded joints using the finite element
method and the 2007 ASME Div. 2 master curve”, Atti IGF workshop su Progettazione a fatica di
giunzioni saldate (… e non), Forni di Sopra
[15] Marin T., Nicoletto G., 2009. “Finite Element-based Fatigue Analysis of Seam-welded Joints
using the ASME Div. II Master S-N Curve”, Proc. VAL2 Second International Conference on
Material and Component Performance under Variable Amplitude Loading, Darmstadt
154
PRELIMINARY PLANE MECHANICAL MODELLING
OF A HEXAGONAL CONTACT
Antonio Strozzi
Department of Mechanical and Civil Engineering,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Enrico Radi
Department of Engineering Science and Methods,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Andrea Baldini
Department of Mechanical and Civil Engineering,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Matteo Giacopini
Department of Mechanical and Civil Engineering,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Eleonora Campioni
Department of Mechanical and Civil Engineering,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. A hexagonal joint is mechanically analysed. A cross section of the contact
between male and female components is modelled as a plane strain problem, and the
contact and detachment zones are investigated with two approaches, a) an analytical study
formulated in terms of an integral equation; b) a FE analysis. Preliminary results refer to
the situation of null initial clearance and coefficient of friction. For each side of the
hexagonal contact, the contact zone constitutes a small portion of the length of the
hexagonal side, since separation occurs along a sizeable side length.
Keywords: conforming contact , plane elasticity, hexagonal joint
1. INTRODUCTION
Polygonal contacts are encountered in keyless polygonal joints, employed as an alternative
mechanical solution to keyed joints in the transmission of torque between two shafts. In [1]
the merits of the polygonal joints are critically reviewed.
155
Figure 1. (a) sketch of the polygonal joint; (b) plane modelling: (c) shear stresses
Figure (1a) presents a sketch of the polygonal joint. From a structural viewpoint, two
main aspects addressing the design of polygonal couplings are of particular relevance.
First, the distribution of the torque along the axial length of the coupling is rarely constant,
since two torque peaks occur at the extremities of the axial length of the engagement.
Secondly, referring to a general cross section of the coupling, the contact pressure between
the boundary of the polygonal male component and the border of the polygonal cavity, as
well as the contact and separation zones, are relevant pieces of information from an
engineering design viewpoint.
Only a few studies address the torque distribution in the coupling axial direction, e.g.
[2] and [1]; the results retrieved refer to specific coupling geometries, so that a rule of
general validity concerning the distribution of torque in the axial direction is difficult to
extract.
Conversely, the contact stresses in a transverse cross section of a polygonal coupling
have attracted comparatively higher attention from the researchers. In particular, in [3] a
plane analysis of the contact forces and a modelling in terms of beam of the female
component are carried out, and the deflections and internal forces and moments are
determined. In [4], on the basis of engineering judgment, it is assumed that one half of the
length of each side of the polygonal profile is in contact, whereas separation takes place in
the remaining side portion. In addition, the contact pressure profile is assumed as
triangular. In [5] plane photoelastic and FE studies are carried out, and it is confirmed that
the contact pressure concentrates over a limited portion of each side of the polygonal
profile. In [2] a 3D FE study is worked out, and the sensitivity of the mechanical response
to the coefficient of friction is explored. The work of [2] is revisited in [1] by using 3D
BEM, and an accurate evaluation of both stress field and contacting zones is achieved. In
particular, the side portions are evidenced where separation occurs between the two mating
profiles.
This paper reconsiders a plane modelling of the polygonal coupling, by developing an
approximate analytical solution of this contact problem, a result that justifies this return to a
classical problem. Some FE results are also presented.
Two are the main analytical approaches to contact problems. According to the first
method, a Fourier-type expansion of the contact pressure is adopted, e.g. [6]. In the second
approach, the contact pressure is interpreted as a sequence of infinite, infinitesimal,
156
contiguous point forces, where the Green (influence) function concept is used to describe
the deformability of the two mating profiles. The problem is thus cast in terms of an
integral equation, e.g. [7], whose solution is the contact pressure profile.
In the title problem, the corners of the polygonal male indent the sides of the female
counterpart, thus promoting concentrated pressure peaks, well evidenced in the above
technical literature. The Fourier-type approach is not suitable for describing such spikes
and, therefore, it was decided to employ the integral equation method. The various
simplifications adopted to make this problem mathematically more tractable are critically
examined in the following.
The paper is organised as follows. The modelling of the contact problem expressed in
the title is developed in section 4, and it comprises a discussion on the Green function, a
mathematical description of the combined deformations of the mating surfaces, the
formulation in terms of integral equation, and the series solution.
Section 5 presents the FE study. Section 6 displays the forecasts in terms of both
definition of the zones where separation occurs between the mating surfaces, and contact
pressure distribution for the analytical model and the FE study. The comparison between
analytical and FE predictions aims at assessing the validity limits of the analytical approach
and, in particular, of the Green function adopted, and it spurs possible improvements to the
analytical approach, presented in Section 7.
2. LIMITS OF A PLANE MODELLING
The polygonal joint constitutes a fully three-dimensional problem, Fig. (1a). However, this
contact problem may tentatively be split into two sub-problems, the first one dealing with
the torque distribution in the axial direction of the polygonal shaft, and the second one
addressing the contact aspects in a plane perpendicular to the axial direction of the
polygonal shaft, Fig. (1b).
Torque is transmitted between two adjacent slices cut perpendicular to the polygonal
shaft axis, Fig. (1c), through a shear strain distributed over the slice faces; this shear strain
quantifies the angular distortions occurring between the axial and circumferential
directions. By referring to the female component, the corresponding shear stress is denoted
by Wac in Fig. (1c). In a plane modelling, such shearing strains cannot exist; consequently,
it is unavoidable to equilibrate the torque imparted on the female component by the contact
pressure with the male shaft, by applying a fictitious distributed shear force W, possibly
along the outer border of the female component, Fig. (1b). The corresponding shearing
strains describe the angular distortions between radial and circumferential directions, and
the related shear stress is denoted by Wrc in Fig. (1c). It is observed that the character of the
strain Wrc is completely different from the actual dominant strain Wac. This alteration of the
shear strain field is the price to pay to reduce a three-dimensional problem to a twodimensional modelling.
From the following section 3 it emerges that the influence function of the male
component is described in terms of the Green function valid for a disk compressed by two
antipodal, radial point forces, Fig. (2a). A drawback of this modelling is that the frictionless
contact pressure acts radially and, therefore, its resultant force passes through the centre of
the male component. In other words, this modelling does not directly mimic the
transmission of a torque between male and female components, a fact that constitutes a
severe drawback of the idealisation favoured in this study. On the other hand, this approach
157
does not give rise to unrealistic shear strains Wrc connected to the angular distortions
between circumferential and radial directions, a merit that counterbalances the above
signalled drawback.
3. ADDITIONAL SIMPLIFYING ASSUMPTIONS
The deformability of the male and female components should be described in terms of the
elastic response of a polygonal shape subjected to transverse boundary point forces acting
along each side of the polygon, supplemented by an equilibrating torque applied at the
polygon centre. Since this study addresses a hexagonal profile, the angular extent of its
sides is 60°, so that the maximum deviation of the normal pressure from the radial direction
is 30°. Consequently, for the purpose of the present paper, that is to show the feasibility of
the modelling of the title problem in terms of an integral equation, it seem acceptable to
adopt 1, as Green function of the male component, the elastic response of a solid circular
disk loaded by six angularly equidistant, antipodal, radial point forces, Fig. (2a).
The comparisons presented in section 6 between analytical and FE forecasts clarify the
applicability limits of this approximation, and suggest possible improvements to this
approach.
To limit undesired stress concentrations, the corners of the male cross section are
rounded in real components. In this preliminary study, sharp corners are considered, since
this assumption simplifies the compatibility condition between the two mating surfaces. It
is appreciated that the effects of rounded edges may be accounted for in the analytical
solution of contact problems, e.g. [8], but at the cost of a substantial increase in the
mathematical complexity.
In real applications, the polygonal shaft is often hollow. The Green function favoured
in this study refers to a solid disk, since for hollow disks a closed form solution of the
influence function is not available, e.g. [9]. Consequently, it is not possible to mimic
hollow cross sections with closed-form Green functions. However, studies carried out in
the field of rollers for roller bearings have clarified that a moderately hollowed pin (inner
to outer radius lower than, say, 0.5) behaves, in terms of overall compliance, reasonably
similar to a solid pin, e.g. [10]. Similar conclusions have been drawn in the realm of pistonpin assemblies, e.g. [6]. It may be concluded that the present solution is applicable to a vast
repertoire of geometries encountered in polygonal couplings.
A perfect fit (i.e. null initial clearance) is assumed between male and female profiles.
In real situations, the presence of an initial clearance is unavoidable. The assumption of
Figure 2. Three models for the definition of the green
1
In the Hertzian contact, an approximation is made in the adoption of the Green function.
158
null initial clearance considerably simplifies the mechanical analysis of the title problem. In
fact, this polygonal contact becomes receding, since for null transmitted torque the malefemale contact embraces the whole polygonal contour, whereas the transmission of a small
torque produces a drastic reduction of the contacting zones, that are expected to remain
unvaried upon further increase of the transmitted torque, e.g. [11]. In conclusion, the
assumption of perfect fit allows this problem to be classified as receding and, therefore,
linear, since for receding contacts in linear elasticity the extent of the contacting zones is
independent of the intensity of the applied loading. Conversely, in the presence of an initial
play, this contact problem becomes progressive, since an increase in the transmitted torque
produces an augment in the extent of the contacting zones. Consequently, in the presence
of an initial play this problem becomes nonlinear, and nonlinearity generally precludes the
possibility of normalising the stresses with respect to the applied loading.
Finally, the polygonal contact is assumed as frictionless. Since in practical applications
the coefficient of friction rarely exceeds, say, 0.2, a null coefficient of friction may be
assumed as a plausible reference situation. In section 6 a limited assessment of the
frictional effects is carried out.
4. THE ANALYTICAL MODELLING
This section comprises four parts, dedicated respectively to the Green function, to the
description of the gap between the two mating surfaces, to the formulation of this problem
in terms of integral equation, and to the series solution.
The Green function
The Green function adopted in this study to mimic a hexagonal cross section refers to a
solid disk loaded by two antipodal equilibrated point forces. In [12], p. 324, the
displacements for a circular solid disk subjected to two equilibrated, concentrated forces
acting along a chord are evaluated for a general disk point, although the coordinates
adopted are complicated. In [13] the stress field in a solid disk is examined. In [14,15] the
disk displacements are derived from [12], and the same complicated coordinate system of
[12] is adopted. In [16] the radial deflection of the disk boundary is expressed in terms of
polar coordinates for various loadings including central point forces and couples, but the
reference point(s) for the displacements are not clearly stated. In [17], see also [7], p. 388,
the disk edge deflections are presented in open form for two colinear equilibrated edge
point forces acting along a disk chord. The problem of two aligned loads acting along a
disk chord is also treated in [18], p. 296. Finally, in [19] the disk deflections are employed
to mimic an elastomeric O-ring seal.
Since some inconsistencies were noted among the available formulae, it was decided to
compute again the radial displacements in a disk of radius R, in plane strain, and loaded by
two antipodal radial point forces F (per unit thickness) with the aid of the Michell series
approach, e.g. [20], and to verify the analytical expression with Finite Elements. The
boundary radial displacement ur is measured with respect to the disk centre, and the origin
of the angular coordinate T coincides with the point of application of one of the point
forces. The radial deflection ur is positive if oriented as the force F.
ur
½
FR1 X ­
§ T · 1 2X S
sin T 21 X ¾
® 21 X cos T ln tan¨ ¸ 2
ES
©2¹
¯
¿
159
(1)
The boundary radial deflection exhibits the classical log singularity under the applied
load.
Since a hexagonal profile is considered in this paper, this profile may be interpreted as
a sequence of three angularly equidistant pairs of opposite sides, which are loaded by three
angularly equidistant pairs of antipodal forces. The global boundary radial displacements
for a solid disk are obtained by summing three different displacement expressions; the first
expression is Eqn. (1), while the second (third) expression is computed from Eqn. (1) by
substituting to T the value S/3-T, (2S/3-T). The final global expression for the radial
displacements in a disk in plane strain and loaded by six angularly equidistant, radial unit
point forces f, is
ur
F
k T R1 X ­
ª
u ® 21 X « f T ES
¬
¯
1 2X S >sin T
2
§S
·
f ¨ T ¸ ©3
¹
§ 2S
·º
f¨
T ¸» © 3
¹¼
(2)
@
½
3 cosT 61 X ¾
¿
where
§˜·
f ˜ cos˜ ln tan¨ ¸
©2¹
Moving to the deformability of the male component of the hexagonal profile, it is
observed that the same Green function may be adopted to describe the radial deflection of
the polygonal hole in an infinite plate. In fact, a solid disk and a hole in an infinite plate are
companion problems, since a conformal mapping of the kind ro1/r converts one problem
into the other one.
The description of the gap between the two mating surfaces
In a hexagonal joint, the torque transmitted between male and female components produces
a contact problem similar to that of a tilted punch, e.g. [21, 22]. In fact, the contact pressure
becomes singular where the corner of the male shaft indents the side of the hexagonal
cavity of the female component, whereas the contact pressure is bounded at the point where
the two contacting bodies separate, Fig. (1b). In fact, the male-female contact does not
extend over the whole length of the hexagonal profile, but separation occurs along a
sizeable portion of each side, and this portion is unknown a priori, [1].
In Fig. (3) reference is made to a single side of the hexagonal profile, since the
remaining sides will behave analogously. If a relative rotation ) is imposed between male
and female components both assumed as rigid, a physically unrealistic overlapping occurs
between the two surfaces along a part of the hexagonal side, whereas a realistic separation
takes place along the remaining side portion. The correct contact pressure must push the
two overlapping profiles aside, thus contrasting the unphysical superposition, and it must
vanish exactly where the mutual contact ends.
160
Figure 3. The definition of the gap between the two engaging profiles
With respect to the angular coordinate T, the superposition or gap G may be
approximated by the following expression
§
©
G | R )¨T )·
¸| R ) T
2¹
(3)
where R may be assumed as the radius of the disk describing the Green function, and where
a positive (negative) value of G denotes overlapping (gap). This contact problem may
therefore be described in terms of pure tilting, e.g. [21,22].
The formulation of the integral equation
The contact pressure p between male and female components is interpreted as a sequence
of infinite adjacent infinitesimal point forces, and the deflections caused by this pressure
are evaluated with the aid of the Green function k of formula (2).
In the integral equation, the origin of the angles T and Z coincides with the midpoint of the
hexagonal side, Fig. (3). The corresponding integral equation is
E
2 ³D k T Z pZ RdZ
R)T
(4)
where the coefficient 2 accounts for the combined deformability of male and female
components, the angle D is -S/6 for a hexagonal profile, while E defines the beginning of
the separation zone, and is unknown. In addition, R is the radius of the disk mimicking the
hexagonal profile.
The sign minus at the right hand-side of Eqn. (4) is due to the fact that the contact
pressure is positive for negative T values, for which the male component indents the female
counterpart. The above integral equation is rephrased as
E
³D k T Z pZ dZ
)
T
2
(5)
Equation (5) might be given the canonical form of the singular integral equation of the
Cauchy type by differentiating once both members of Eqn. (5) with respect to the external
variable T, and, then, by employing identity (5.1) of [23]. This equation is of the Prandtl
161
type, e.g. [24], [25], p. 205, for which the general analytical solution is not available.
Instead, it was decided to solve directly the initial Eqn. (5), since differentiation would hide
the information that this contact is pure tilting, and that no indentation is applied.
Following [17], the singular part of the integrals encountered in the integral equation is
extracted, and the corresponding integral is evaluated analytically for each term of the
series expansion (10) describing the contact pressure p. In the integral equation (5), the
(weakly) singular term is:
§T Z ·
¸ pZ dZ
2 ¹
E
³D cosT Z ln tan¨©
(6)
which may be rewritten as:
E
³D ln sin T Z pZ dZ (7)
ª E
º
E
§T Z ·
« ³D cosT Z ln tan¨
¸ pZ dZ ³D ln sin T Z pZ dZ »
© 2 ¹
¬
¼
where the term within square brackets is regular. Consequently, only the first integral is
considered. The following identity holds true:
E
³D ln sin T Z pZ dZ
(8)
E
E
E
³D ln tan T tan Z pZ dZ ln cos T ³D pZ dZ ³D ln cos Z pZ dZ
By introducing the following linear change of variables:
tan D tan E
tan D tan E
y
2
2
tan T
tan D tan E
tan D tan E
x
2
2
tan Z
dZ
cos 2 Z tan D tan E dx
2
the first integral in (7) becomes:
162
(9)
E
³D ln tan T tan Z pZ dZ
1
: ³1 ln x y cos 2 Z p x dx (10)
1
: ln : ³1 p x cos 2 Z dx
where
:
tan D tan E
.
2
Only the first integral at the right-hand side of expression (10) is singular, and the term
cos2Z will be considered in the next section in formula (11).
The series solution
Since the exact solution of Eqn. (5) is not available, a series solution approach was
employed. The form of the solution for the corresponding Cauchy integral equation
problem, e.g. [26], p. 173, suggests the adoption of a series solution in the form
tan D tan E ·º
ª
§ tan D tan E
cos 2 Z p x cos 2 «a tan¨
x
¸» p x 2
2
¹¼
©
¬
(11)
1 x f
¦ a n Tn x 1 x n 0
where Tn are the Chebyshev polynomial of the first kind, and x is a normalised coordinate
ranging between -1 and 1, see below. In fact, for x=-1, the contact pressure p must exhibit
the typical 1/—x singularity, whereas for x=+1 the contact pressure is null.
Upon insertion of the series expansion (10) for the contact pressure p, the first integral
at the right-hand side of expression (9) becomes:
1
2
³1 ln x y cos Z px dx
f
1
¦ a n ³1 ln x y
n 0
1 x
Tn x dx
1 x
(12)
Based upon the results reported in [7], p. 314, and on the recurrence relation for the
Chebyshev polynomials of the first kind, the following family of integrals holds:
163
1
³1
1 x
log x y Tn x dx
1 x
1
³1
log x y
1 x
2
­S y ln 2 °
°
°S §¨ ln 2 1 2 y y 2 ·¸
°
2
¹
®2 ©
°
°
°S §¨ Tn 1 y . 2Tn y Tn 1 y ·¸
°¯ 2 © n 1
n
n 1 ¹
1
Tn x dx ³1
if n
x log x y
1 x2
Tn x dx
0
if n 1
if n ! 1
(13)
The remaining integrals have been computed numerically with standard quadrature
rules, and a collocation method has been employed, e.g. [24]. Ten series terms have been
considered, although a number as low as 4 has been found to be appropriate in [24] for a
comparable situation. The detachment angle E was determined by assessing the condition
that the contact pressure remains positive within the contact region, and that no overlapping
occurs in the remaining zone (Signorini conditions).
5. FE STUDY
The commercial finite element program MSC Marc 2005r3 has been employed in this
study. The finest meshes were formed by about 60000 nodes. A linear elastic material with
elastic constants typical of steel was adopted. A null initial clearance and a null coefficient
of friction were used. In all cases, the male component was solid. Ratios between outer
radius of the female component Ro and side length l of the hexagonal profile ranging from
2 to 10 with step 1 have been examined, and the variation of the ratio between contact
length lc and side length l has been evaluated.
Figure 4. The FE mesh
164
6. RESULTS
The main result of this study refers to the contraction of the male-female contact extent in
this receding contact. In particular, the ratio between contact length lc and side length l has
been evaluated with FE in [27] for ratios between outer radius of the female component Ro
and side length l of the hexagonal profile ranging from 2 to 10 with step 1. However, it was
found more convenient to report the results in terms of the inverted ratio l/Ro, since the
analytical situation, referring to Ro/l=
It appears that the lc/l ratio ranges from, say, 0.25 to 0.3 according to FE, whereas the
analytical value is just below 0.4. This discordance is attributable to the many
approximations adopted in the analytical study, see Section 3.
Figure (6) reports the FE contact pressure profile normalised over its mean value, for
Ro/l=2 and 10, and the analytical pressure for Ro/l=
and analytical contact pressure profiles is acceptable, in view of the various approximations
adopted for the Green function.
Figure 5. the normalised contact length
165
Figure 6. the normalised contact pressure
Table 1. Table reporting the normalised contact length as a function of the coefficient of
friction, for Ro/l=2
f=0
f=0.3
f=0.5
lc/l
0.235
0.256
0.266
The profile of the contact pressure varies moderately with the Ro/l ratio. The pressure
distribution is essentially triangular in shape, and it qualitatively agrees with the numerical
predictions of [1] and [2]. This piece of information may constitute the basis for the
development of an approximate analytical model, and it may be of guidance in the
qualitative evaluation of the stress field within the female component.
A limited assessment of the frictional effects has been carried out for Ro/l=2 and for
three coefficients of friction, namely 0., 0.3, 0.5. The corresponding normalised contact
length lc/l is reported in Table 1.
166
7. FINAL OBSERVATIONS AND POSSIBLE IMPROVEMENTS
Close examination of the contact between male and female components in the vicinity of
the male corner indenting the female side, shows that this contact is not exactly classifiable
as receding. In fact, as illustrated in Fig. (7), the indentation of the edge of the male shaft
possesses a (moderately) progressive character too. It is believed that this progressive
aspect is a second order effect, and it may be neglected in practical computations.
The Green function for the male component may be improved by still likening the male
shaft to a solid disk, but by considering forces not passing through the disk centre, Fig.
(2b), equilibrated by a central torque T, e.g. [16]. Alternatively, conformal mapping, e.g.
[12], p. 371, might be used to determine the Green function for a hexagonal profile, Fig.
(2c).
8. CONCLUSIONS
A hexagonal joint has been mechanically analysed. A cross section of the contact between
male and female components has been modelled as a plane strain problem, and the contact
and detachment zones have been investigated with two approaches, a) an analytical study
formulated in terms of an integral equation; b) a FE analysis. Preliminary results refer to
the situation of null initial clearance and coefficient of friction. For each side of the
hexagonal contact, the contact zone is about 30 per cent of the length of the hexagonal side,
whereas separation occurs along the remaining side length. Possible improvements to the
analytical approach have been discussed.
Figure 7. the approximately receding contact
167
REFERENCES
[1] Citarella, R., and Gerbino, S., 2001. “BE analysis of shaft-hub couplings with polygonal
profiles”. J. Materials Processing Technology, 109(1-2), February, pp. 30-37.
[2] Mechnik, R.P., 1991. “Beitrag zur Festigkeitsberechnung von Polygon-Welle-NabeVerbindungen unter reien Torsion”. Konstruktion, 43, pp. 1-8.
[3] Musyl, R., 1962. “Die Polygon-Verbindungen und ihre Nabenberechnung”. Konstruction, 6 pp.
213-218.
[4] Orlov, P., and Troitsky, A.,1976. Fundamentals of Machine Design. Mir Publisher, Moscow.
[5] Caputo, F., and Giudice, F., 1984. “Profili poligonali per trasmissioni di coppie: analisi delle
tensioni e verifica sperimentale”. XII National congress AIAS, Sorrento, Italy. 24-27 September 1984,
pp. 697-710.
[6] Pioli, A., Strozzi, A., Baldini, A., Giacobini, M,. and Rosi R., 2009. “Influence of the initial
clearance on the peak stress in connecting-rod small ends”, Proc. IMechE Part D: J. Automobile
Engineering, 223(6), pp. 769-782.
[7] Gladwell, G.M.L., 1980. Contact Problems in the Classical Theory of Elasticity, Springer.
[8] Ciavarella, M., Hills, D.A., Monno, G., 1998. “The influence of rounded edges on indentation by
a flat punch”. Proc. IMechE Part C: J. Mech. Engineering Science, 212(4), pp. 319-327
[9] Timoshenko, S., 1922. “On the distribution of stresses in a circular ring compressed by two forces
acting along a diameter”. Philosophical Magazine Series 6, 44(263) pp. 1014-1019.
[10] Bowen, L.W. and Bhateja, C.P., 1980. “The hollow roller bearing”. J. Lubrication Technology,
ASME, 102, pp. 222-228.
[11] Ciavarella, M., Baldini, A., Barber, J.R., and Strozzi, A., 2006. “Reduced dependence on loading
parameters in almost conforming contacts”. Int. J. Mech. Sciences. 48(9), pp. 917-925.
[12] Muskhelishvili, N.I., 1977. Some Basic Problems of the Mathematical Theory of Elasticity.
Springer.
[13] Michell, J.H., 1900. “Elementary distributions of plane stress”, Proc. London Math. Soc. 32, pp.
35-61.
[14] Loo, T.T., 1958. “Effect of curvature on the Hertz theory for two circular cylinders in contact”.
J. Appl. Mech. 25, pp. 122-124.
[15] Loo, T.T., 1958 “Effect of curvature on the Hertz theory for two circular cylinders in contact”.
Discussion. J. Appl. Mech. 25, pp. 638-639.
[16] Ng, C.W., 1964. “Green’s function of radial displacement in a circular disc due to unit normal
and tangential loads”. Wear. 7(4), pp. 344-353.
[17] Gladwell, G.M.L., 1976. “On some unbounded contact problems in plane elasticity theory”. J.
Appl. Mech., 43(2), pp. 263-267.
[18] Teodorescu, P.P., 1961. Probleme Plane in Teoria Elasticitatii. Editura Academiei Republicii
Socialiste Romania.
[19] Dragoni, E., Strozzi, A., 1989. “Theoretical analysis of an unpressurized elastomeric O-ring seal
inserted into a rectangular groove”. Wear, 130(11), pp. 41-51.
[20] Barber, J.R., 2002. Elasticity. Springer-Verlag.
168
[21] Sackfield, A., Truman, C.E., and Hills, D.A., 2001. “The tilted punch under normal and shear
load (with application to fretting tests)”. Int. J. Mech. Sciences. 43(8), pp. 1881-1892.
[22] Rajasekaran, R. and Hills, D.A., 2006. “Characteristics of the state of stress at the edge of a tilted
punch”. J. Strain Analysis for Engeneering Design, 41(1), pp. 1-7.
[23] Monegato, G., Strozzi, A., 2005. “On the analytical solutions of two singular integral equations
with Hilbert kernels”. J. Integral Equations and Applications, 17(2), pp. 141-157.
[24] Monegato, G., Strozzi, A., 2002. “On the form of the contact reaction in a solid circular plate
simply supported along two antipodal edge arcs and deflected by a central transverse concentrated
force”. J. Elasticity, 68(1), pp. 13-35.
[25] Dragos, L., 2004. Mathematical Methods in Aerodynamics, Kluver Academic Publishers.
[26] Hills, D.A., Nowell, and D., Sackfield, A., 1993. Mechanics of elastic contacts. Butterworth Heinemann, Oxford.
[27] Zanoni, M., “Analisi strutturale agli Elementi Finiti di un collegamento esagonale: esame del
contatto recessivo”. Thesis, University of Modena and Reggio E., Modena, 2007/2008.
169
170
SIMULATION OF WHEEL/RAIL DEGRADED ADHESION
WITH A 1:5 BOGIE SCALED ROLLER RIG
Paolo Toni
Department of Energetics Sergio Stecco,
University of Florence, Italy
E-mail: [email protected]fi.it
Benedetto Allotta
Department of Energetics Sergio Stecco,
University of Florence, Italy
E-mail: [email protected]fi.it
Luca Pugi
Department of Energetics Sergio Stecco,
University of Florence, Italy
E-mail: [email protected]fi.it
Monica Malvezzi
Department of Information Engineering,
University of Siena, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. In railway applications, the testing activity of on board components is necessary
to optimize the efficiency of the systems and to allow a proper safety level. In order to
decrease the times and the costs of the testing phases, the use of dedicated test rigs is
being increased. This paper summarizes some studies for the realization of a roller rig to
be used to test locomotives. In these studies the main mechanical and control problems
that arises in the design of this type of test rigs have been focused, in particular the feasibility of tests were degraded adhesion condition between the wheel and the rail are simulated.
Keywords: HIL simulation, scaled roller rig, railways.
1. INTRODUCTION
Modern railways increasingly require equipments that allow to obtain higher performance in
terms of speed, safety and traffic capacity. The design and integration of such components
requires a deep and careful testing activity. For example, complex mechatronic devices like
WSP system (Wheel Slide Protection System) or Traction control are used to prevent excessive wear of rolling surfaces and to improve safety and performances of braking and traction
system. On modern high speed trains especially with distributed traction power, traction and
171
Figure 1: Examples of existing full scale test rigs: Roller rig of AnsaldoBreda Research
Center in Napoli, Deutsche Bahn roller rig in Munich.
braking systems interact each other. As a consequence in a short term scenario complex interactions between traction and braking systems have to be investigated especially when low
adhesion conditions involve a continuous and fast modulation of the efforts exerted by both
plants.
Traditionally the tests were conducted directly on the line, but the difficulty of such type
of testing is increasing, due to the excessive costs and to the necessity of managing the tests
with the ordinary traffic. A new possibility is represented by the realization of dedicated test
rigs, able to reproduce the conditions that the component would meet during a real operation.
These type of test rig are called Hardware In the Loop (HIL) [1, 2]: the component to be
tested is surrounded with a hardware/software environment, the software core calculates, in
real time, what the component would feel if it was in a real operation and the hardware part
reproduces, by means of a series of actuators, these solicitations.
In a preceding work the authors described the feasibility of degraded adhesion tests on
a full scale locomotive roller rig [3]. This type of test is necessary to verify the behavior
of different on board subsystems (for example, traction and anti-skid device, braking and
wheel slide protection system etc.). The proposed test rig has a Hardware In the Loop (HIL)
structure.
A novel Research and Experimental Center is being developed by Trenitalia and RFI in
Florence (Fig. 2), in which various labs and test rigs will be realized. One of them will
172
Figure 2: Layout of the Osmannoro Experimental Center
Figure 3: Layout of the full scale test rig
be a full scale test rig, within an anechoic room, that will be used to perform a series of
experimental tests on railway locomotives in dynamic conditions.
The designed roller rig will have the following features:
• longitudinal dynamics simulation with conventional (good) adhesion, during traction
and braking phases
• longitudinal dynamics simulation with degraded (low) adhesion, during traction and
braking phases
• lateral dynamics simulation.
Fig.3 shows the layout of the designed test rig.
The realization of a full scale test rig involves high economical and resources investments, in order to preliminarily evaluate the feasibility and the potentiality of such type of
device, and to develop and test control strategies, a scaled roller rig has been designed and
realized. Scaled roller rigs are quite diffused among railway research centers, several examples are presented in the literature, and some images are shown in Fig.4 [4, 5, 6]. This kind
173
of rigs are used for a wide range of studies concerning dynamical stability [7, 8, 9], comfort,
mechatronic sub-system and even wear [10].
A scaled rolled rig for high speed train bogies has been designed by the researchers of
Pistoia Mechatronic Laboratory MDMLab (University of Florence). The rig will be used
to investigate interactions between on board, mechatronic subsystems in case of degraded
adhesion condition between wheel and rail. In these conditions, the application of high longitudinal due to traction or braking involves high slidings between the wheel and rail surfaces [11, 12]. High sliding between rollers and wheels cannot be physically reproduced on
a conventional rig for the same reasons highlighted for the full scale test rig (roller surface
wear has to be reduced as much as possible, non uniform roller wear could lead to non realistic, cyclic irregularities controllable and repeatable adhesion conditions cannot be easily
obtained). In order to overcome this trouble, Hardware in the Loop Testing approach is used,
as shown in Fig.5: a virtual model of the desired adhesion level is implemented on a real
time core, in other terms the slip between rolling surfaces is not physically reproduced, it is
simulated on the test rig controlling roller speed.
The virtual adhesion model, starting from the rollers speed measurements and estimated
contact forces is able to calculate a virtual sliding on each wheel [3]. The speed of each roller
is controlled in order to accelerate and decelerate wheels according the results of the adhesion
model; negligible sliding occurs between rollers and wheels since the adhesion available
between the rolling surfaces is much higher than the simulated one, as will be detailed in the
section dealing with the scaling factors.
In the design phase of the test rig an analysis of the roller rig dynamics is fundamental
to verify the feasibility of degraded adhesion tests, to investigate the behavior of the scaled
bogie on the rig, to test and validate different control strategies. For these reasons in the
design phase of the scaled roller rig a multibody model of the system has been realized.
The key points of this model are the interaction with the control system and the wheel/roller
contact model. The paper presents the numerical model of the system dynamics, including
the multibody system dynamics, control system and electromechanical component dynamics.
The model has been developed in the Matlab-Simulink environment. some numerical simulations will be presented in order to show the behavior of the scaled bogie on the rig when
low adhesion conditions are simulated.
2. SCALING FACTORS
The definition of the similitude laws between the scaled model and the real fullscale system
is necessary for the design of the roller rig elements and for the interpretation of experimental
data obtained from the rig. For the definition of scale factors different choices are possible
[4,5,6]. The scale factor calculated with the scaling procedures presented in the literature are
summarized in Tab. (1). For the developed test rig the scaling factors proposed by Iwnicki
and described in [5] have been adopted.
The scaling factor of a certain parameter is defined as the ratio between the real value
of such parameter and the scaled one. The principle on which the adopted scaling method
is based is to maintain the same time and frequency behavior between the real system and
the scaled one. This result is obtained simply imposing a unitary scale factor for the time.
Since the material adopted to realize the scaled system is the same of the real one (steel), also
the parameters relative to the material properties (density, Young modulus, Poisson modulus,
friction coefficient, etc.) are unitary. The drawbacks of this approach is that the gravity
174
a)
b)
c)
Figure 4: Examples of existing scaled test rigs a- Politecnico di Torino, b- DLR, c- Manchester RTU.
175
Figure 5: Roller rig block diagram.
and consequently the weight cannot be correctly scaled. Furthermore the contact forces are
not correctly scaled on the rig. In [5] the problems related to the scaling of contact areas
and forces are detailed. For the geometric scale (length scale) a factor equal to 5 has been
adopted. In the following list, the index f refers to the fullscale parameter, while the index s
refers to the scaled one.
3. DESIGN OF THE SCALED ROLLER RIG
The scaled roller rig has been designed in order to test different bogies, so the distance between the rollers can be modified. The first scaled bogie that has been realized is the scaled
reproduction of the ETR500 train bogie. Also the bogie structure allows to modify some
dimensional properties in order to easily simulate other types of bogies.
Fig.6 shows the layout of the rollers and the motors. The horizontal guides allow to
modify the distance between the roller axis, the motors are connected to the rollers by means
of two elastic joints. A torsiometer between the joints measures the roller torques, while
two load cells measures the support reactions. The roller rig has been designed in order to
allow in the future to add two further motors (no the left side of the figure) and to remove
the connection between the rollers (to simulate different torques/speeds on the wheels of the
same axle).
Fig. (7) shows the base of the bogie, in which the primary and secondary suspensions are
evident: their stiffness and damping were set according to the considerations outlined in the
preceding section (taking into account the scaling factors). The distance between the axis can
be modified in order to test and simulate different bogies. The bogie motion is measured by
176
Table 1: Scale factors.
Length
Time
Velocity
Acceleration
Mass
Force
Density
Young modulus
Weight
Stiffness
Contact force
Damping
Inertia
Friction
Jaschinski
√5
√5
5
1
125
125
1
1
125
25
125
√
25 5
3125
1
Pascal
5
5
1
1/5
125
25
1
1
125
5
25
25
3125
1
Iwnicki
5
1
5
5
125
625
1
1
125
125
625
125
3125
1
Jaschinski mod
√5
√5
5
1
75
75
0.6
3
75
15
75
√
15 5
1875
1
means of displacement sensors and tri-axial accelerometers. Fig. (8) shows a lateral view of
the bogie with the motors (that simulate also the braking system). Fig. (9) shows the pulleybelt transmission between the motors and the bogie axis. Such a complex transmission is
necessary to avoid the transmission of the pulley support reactions on the suspension springs.
Finally Fig. (10) shows the realized test rig.
The motors that have been chosen for the test rig and for the scaled bogie are Internal Permanent Magnet (IPM) motors Fig.(11). Compared with conventional asynchronous
motors, this solution presents lower dimensions and weight and consequently lower inertia,
greater efficiency, a speed rigorously equal to the input frequency. Since the energy losses are
mainly located in the stator, the cooling system is easier. Their costs are higher with respect
to conventional motors, however this cost increasing is partially compensated by the lower
dimensions and current consumption. Fig.(12) shows a comparison between the rotors of an
asynchronous and a IPM motor.
4. CONTROL TORQUE CALCULATION
The scaled roller rig has to reproduce the behavior of a fullscale test rig in which degraded
adhesion conditions will be simulated by properly controlling the motor torques. The feasibility analysis of degraded adhesion tests and the stability and control problems are detailed
in [3]. In this section the considerations described in [3] will be extended to a scaled roller
rig.
Simulated dynamics
In order to simplify the notation, only one axle is considered in this paper. The longitudinal
dynamics of the simulated (fullscale) vehicle is described by the following differential equation (the external resistance has been neglected for simplicity):
177
Figure 6: The designed roller rig.
M ẍsim = Tsim ;
where:
• M mass of the fullscale simulated vehicle;
• ẍsim acceleration of the fullscale simulated vehicle;
• Tsim simulated tangential force.
Figure 7: Base of the scaled bogies.
178
(1)
Figure 8: The scaled bogie with the bogie motors.
The rotational dynamics of the simulated fullscale axle is described by the following differential equation:
J ω̇sim = Ĉ − Tsim r;
(2)
where:
• J is the axle moment of inertia evaluated with respect to its rotation axis;
• ω̇sim is the fullscale axle angular acceleration;
• Ĉ is the torque applied by the locomotive to the axle, estimated on the rig, it can be a
traction torque (if Ĉ > 0) or a braking torque (if Ĉ < 0), r is the wheel radius. is the
estimation of the torque exerted by the simulated fullscale vehicle motor;
• r is the fullscale wheel radius.
When pure rolling conditions between the wheel and the rail are simulated, locomotive
speed and wheel angular velocity are related by the following expression:
ẋsim = rωsim .
(3)
Combining the above equations the following expression can be written:
Jtot ω̇sim = Ĉ − Res r;
(4)
where Jtot = M r2 + J is the train total inertia, expressed with respect to the wheel rotation axis.
179
Figure 9: Belt motion transition from the motor to the bogie wheel.
When the simulated adhesion conditions between the wheel and the rail are poor and the
train is accelerating or braking often pure rolling conditions between the wheel and the rail
do not hold anymore and a macroscopic sliding arises. In this the simulated absolute sliding
δv is then defined as:
δv = rωsim − ẋsim ,
(5)
it represents the relative speed between the wheel and the rail in the contact point. It can be
easily verified that δv is positive when the wheel is subject to a traction torque, and negative
when the wheel is braked.
Scaled vehicle on the roller rig
The dynamics of the scaled vehicle on the roller rig is described by the following differential
equation:
Js ω̇s = Cs − Ts rs ;
• Js is the moment of inertia of the scaled vehicle axle;
• ω̇s is angular acceleration of the scaled vehicle axle;
• Cs is the torque generated by the scaled vehicle motor;
• rs is the radius of the scaled vehicle.
180
(6)
Figure 10: The realized scaled roller rig and bogie.
The dynamics of the roller is described by the following differential equation:
JR ω̇R = Ts R − u;
(7)
• JR is the roller moment of inertia;
• ω̇R is the roller angular acceleration;
• u is the (braking) torque generated by the roller motor;
• R is the roller radius.
In the hypothesis that no sliding is present between the roller and the wheel the following
kinematic constraint holds:
ωR R = ωs r
→ ωR = ωs
r
.
R
(8)
that can be substituted in (7), giving:
JR ω̇s
r
= Ts R − u;
R
from which Ts can be calculated:
181
(9)
Figure 11: Internal Permanent Motor .
Ts =
r
1 JR ω̇s + u ;
R
R
Ts can then be substituted into (6):
Js ω̇s = Cs −
r
rs JR ω̇s + u ;
R
R
this expression can be rewritten as:
r 2 r
ω̇s = Cs − u .
Js + JR ω̇s
R
R
(10)
(11)
(12)
By defining the total moment of inertia of the roller and the scaled vehicle expressed with
respect to the wheel rotation axis as:
r 2 ,
(13)
Jb = Js + JR ω̇s
R
then:
• the dynamics of the fullscale simulated vehicle is described by the equation:
J ω̇sim = Ĉ − Tsim r;
182
(14)
Figure 12: Comparison between a conventional asynchronous motor and a IPM motor.
Figure 13: Simulated vehicle.
• the dynamics of the vehicle on the roller is described by the equatio:
JB ω̇s = Cs − u
r
.
R
(15)
4..1 Control torque
The objective is the reproduction on the roller rig of the angular acceleration calculated by
the simulator ω̇sim :
ω̇sim = ω̇s .
by substituting in equation (15) the following expression can be obtainer:
183
(16)
Figure 14: The vehicle on the scaled rig.
JB ω̇sim = Cs − u
r
.
R
(17)
from (14) and (17) ω̇sim can be obtained:
ω̇sim =
1
Ĉ − Tsim r ;
J
(18)
ω̇sim =
1 r
.
Cs − u
JB
R
(19)
from which the following expression can be written:
1 1
r
=
Ĉ − Tsim r .
Cs − u
JB
R
J
(20)
The torque Ĉ is estimated measuring the torque on the roller rig:
Ĉ = φT Cs .
(21)
The control torque u is then given by:
Cs − u
u
r JB
=
(φT Cs − Tsim r) .
R
J
JB
r
= Cs −
(φT Cs − Tsim r) .
R
J
184
(22)
(23)
The torque u that should be applied to the roller motor in order to produce, on the rig, the
same wheel angular acceleration that there would be on the rail (ω̇s = ω̇), is then:
R
u=
r
Cs
JB
φT
1−
J
JB
Tsim r .
+
J
(24)
This calculus is based on the hypotheses that the locomotive torque Ĉ is known. In the scaled
test rig it can be measured directly on the rig, unfortunately this is not possible on the full
scale test rig. In [3] this problem has been discussed and an algorithm fo the estimation of
locomotive torque based on roller speed and tangential force measures has been discussed.
Furthermore in the same paper considerations on system stability have been drawn taking
into account the estimation errors. The system is clearly non linear, due to the presence of
the adhesion function.
Adhesion coefficient
The availability of a reliable adhesion model is fundamental to obtain on the rig realistic simulations, since the tangential forces in the wheel/rail interface has a great influence on wheel
dynamics. On the other hand, the model used to generate the adhesion patterns has not to be
too much complicated since it has to be implemented in a software that runs in real-time conditions. In order to use an unique mathematical model both for good and degraded adhesion
conditions, the tangential force module will include the adhesion coefficient evaluation both
in presence of pseudo-sliding the macroscopic sliding.
Due to the importance of this aspect on railway vehicles dynamics, detailed analysis on
the wheel/rail contact phenomena have been widely studied by several authors and are described in a number of texts. Most of the available models in such texts define the shape and
the dimensions of the contact zone between the wheel and the rail, due to the deformability
of the bodies in contact and the distribution of the normal and tangential stresses in the contact zone. These models however are not suitable to describe the phenomena arising when
macroscopic sliding occurs, and furthermore they are too heavy from the computational point
of view (they are based on iterative processes applied on a discrete subdivision of the contact
area), and thus cannot be directly used as a module of the software simulator that controls the
roller rig.
In this paper a simplified wheel/rail contact model is presented, able to manage both pure
rolling conditions (and then, from the microscopic point of view, the micro-sliding due to the
elastic deformation of the bodies), and the macroscopic sliding.
By supposing that the coefficient μ is positive during a traction phase and negative during
a braking, a unique adhesion function can be defined. The relative sliding δ is re-defined as:
δ=
rω−v
max{|rω|,|v|}
δ=0
max{|rω|, |v|} = 0
rω = v = 0.
(25)
It is clear that δ > 0 during a traction phase and δ < 0 during a braking. An exponential law
185
Figure 15: Adhesion function during a traction phase, as function of the relative sliding δ, for a given
speed value.
has been chosen to model the adhesion function, valid in the whole sliding range −1 ≤ δ ≤ 1,
it is defined as:
⎧
−μasy − (μ0 − μasy )eλ(δ+δ0 )v −1 ≤ δ < −δ0
⎪
⎪
⎪
⎪
⎨
Kδ
−δ0 ≤ δ ≤ δ0
(26)
μ=
⎪
⎪
⎪
⎪
⎩
μasy + (μ0 − μasy )e−λ(δ−δ0 )rω
δ0 < δ ≤ 1
The constants μ0 and μasy represents the whole adhesion conditions between the wheel and
the rail (they incudes for example the effect of the environmental conditions) and can be set
by the rig user as function of the time or the traveled distance.
Fig.(15) shows the behavior of the adhesion function, for positive sliding values, while
Fig.(16) shows the behavior of the adhesion function as a function of the sliding and the
speed. The black/red path shows the behavior of adhesion coefficient during a test in which
initially the traction torque was increased, from an initial rolling speed in which no sliding
was present. The sliding begins to increase, the adhesion coefficient increases linearly with
the sliding up to the adhesion limit μ0 , then decreases following an exponential law. During
this phase, the global adhesion conditions were suddenly modified and the limits decreased
(simulating, for example, the presence of water on the rail). The adhesion path pass on the
new lower surface (red path).
Application of traction and braking torques
One of the key problem in the realization of the scaled bogie was the choice of actuators
and the design of their control. As underlined in the preceding sections, the actuators have
to apply both the (scaled) traction effort, and the braking torque, since it is not possible to
realize on a scaled device the electro-pneumatic braking system. Furthermore the scaled
bogie actuators have to reproduce the dynamics of anti-skid and WSP devices. On a a real
186
Figure 16: Adhesion function during a traction phase, as function of the relative sliding δ, and the
speed.
railway locomotive as shown in Fig.(17), traction and electric braking efforts are usually
exerted by two independent motors; this wheel arrangement is called B0. However different
wheel arrangements are quite common: for example the so called B and 1-A. Furthermore
often traction motors are connected in parallel and fed by a common power drive system,
for example in the case of induction machines. In particular a single drive can be used to
control two or four parallel connected motor according different engineering choices. Also
pneumatic braking effort is applied on the axles. For the control of the braking units by
the WSP (Wheel Slide Protection system) many different layouts can be implemented: for
example pneumatic effort can be regulated independently on a single axle or on a single
bogie.
The scaled test rig has been designed to simulate the behavior of different railway vehi-
Figure 17: an example of locomotive bogie, Italian E 402B.
187
a)
b)
Figure 18: a) Traction motors applied on the scaled test rig, b)Simulation layout.
cles with a particular attention to degraded adhesion conditions during traction and/or braking
phases. So the scaled traction-braking system has to be designed in order to accurately reproduce many different layouts corresponding to different vehicles and conditions.
The proposed solution is shown in Fig.(18) a), each axle is controlled by an independent
electric actuator. Each actuator is controlled by an independent vector control able to regulate
in a very fast and precise way the exerted torque as shown in Fig.(18). A real time model of
braking and traction system is used to perform an Hardware In the Loop simulation in order to
emulate the behavior of the simulated plant/vehicle. In particular in Fig.(18) b) the simulation
layout corresponding to the traction-braking system of a E404 the locomotive (used in the
ETR 500 Italian high speed trains) is reproduced.
The virtual model of the traction system and of the braking systems uses the measured
speed of the wheels to modulate traction-braking forces. Since the real system uses measurements from four axles and the scaled bogie in this phase has only two rollers, the remaining
two are generated by a simplified real time model of the vehicle. The corresponding torque
calculated for each axles is used as reference command for the torque loop of the motor. In
this particular case, corresponding to the E404 locomotive the two induction motors are connected in parallel to a single inverter so the simulation model has to reproduce the behavior
of this particular solution.
A real time model of the electric power plant is not a feasible solution considering the
available computational power, the required integration sampling of near to realistic models,
the complexity of all the others on board sub-systems. So an off-line simplified model of the
inverter and parallel connected induction motors has been realized using SimPowerSystem
library of Matlab-Simulink simulation environment. In particular a Field Oriented Control
Induction Motor Drive is simulated [13] [14] [15]. This simplified model is used to produce a
188
Figure 19: Motor efficiency as a function of electrical frequency and slip, black curve
represents the steady state response on which the system works when the maximum torque is
required.
look up table function between desired as a function of reference torque, and different speed
of each connected motors. Data concerning motors and few information concerning the real
inverter have been taken from technical documentation of E404 locomotive. In particular
in Fig.3/a/b some characteristic curves of the drive-motor system obtained from available
technical documentation are shown, both the curves (efficiency and power) are calculated
when both the parallel connected induction motors are travelling at the same speed and the
maximum torque curve is required to the drive.
The curves represented in Fig.(21) are obtained by imposing to the two parallel connected
motors different speeds ω1 and ω2 which are different from the mean velocity ωm :
ωm =
ω 1 + ω2
,
2
(27)
Sr =
ω 1 − ω2
.
2
(28)
the sliding Sr is defined as:
In this way exerted torque can be calculated as a function of a command reference, the rotating
speed and relative slide Sr defined as according to the preceding expression.
The values obtained during simulations are used to produce a look up table that is used
to approximate the response of parallel connected induction motor in the real time model.
From torque curves visible in Fig.(21) it is quite clear how the simulated behavior of the traction system can deeply influence the performances of the system especially during degraded
adhesion tests, when high relative slidings Sr occurs.
189
Figure 20: Power erogated by the motor as a function of electrical frequency and slip, black
curve represents the steady state response on which the system works when the maximum
torque is required.
5. CONCLUSIONS
In this paper a scaled roller rig able to test the full-scale dynamics of a locomotive bogie
is described. The main design and control issues necessary to realize the test rig have been
presented. The main aspect that actually differentiate the presented test rig from the existing
one is that tests where the simulated adhesion conditions are low can be reproduced. These
simulated degraded adhesion conditions cause the intervention of the locomotive anti-slip
system, an then losses and recoveries of adhesion have to be simulated on the rig. This should
be done without the physical sliding between the wheel and the rail, but only by means of a
proper control of the wheel angular speed and of the tangential force. The problem of scaling
factor has been analyzed, then the torque necessary to control the test rig has been evaluated.
The proposed solution for the control and the scaling factors have been verified by means of
numerical tests. The scaled test rig has been realized and will be soon available in order to
start the testing activity.
REFERENCES
[1] F. Song, A. Folleco, E. A., 2001. “High fidelity hardware-in-the-loop simulation development for
an autonomous underwater vehicle”. In OCEANS, M. Conference and Exhibition, eds.
[2] Hanselmann, H., 1996. “Hardware-in-the-loop simulation testing and its integration into a cacsd
toolset,”. In Proceedings of the IEEE International Symposium on Computer-Aided Control System Design, I. Conference and Exhibition, eds.
[3] M., M., B., A., and L., P., 2008. “Feasibility of degraded adhesion tests in a locomotive roller
rig”. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineering, Part F, 222, pp. 27–43.
[4] Bosso, N., Gugliotta, A., Napoli, E., and Somà, A., 2000. “Simulation of a scaled roller rig”. In
5th ADAMS Rail Users’ Conference, M. Software, ed.
190
Figure 21: Torque/speed curves as a function of reference torque command and relative
slide Sr .
[5] Jaschinki, A., Chollet, H., Iwnicki, S. D., Wickens, A. H., and Wurzen, J., 1999. “The application
of the roller rigs to railway vehicle dynamics”. Vehicle System Dynamics, 31, pp. 345–392.
[6] D., I. S., and H., W. A., 1999. Validation of a matlab library vehicle simulation using a roller rig.
Tech. rep., Manchester Metropolitan University, Department of Engineering and Technology.
[7] Dukkipati, R., 1999. “A parametric study of the lateral stability of a railway bogie on a roller rig”.
Proceedings of the Institution of Mechanical Engineering, Part F, 213, pp. 39–47.
[8] Dukkipati, R., 2001. “Lateral stability analysis of a railway truck on roller rig”. Mechanism and
Machine Theory, 36, pp. 189–204.
[9] P.D. Allen, S. D. I., 2001. “The critical speed of a railway vehicle on a roller rig”. Proceedings of
the Institution of Mechanical Engineering, Part F, 215, pp. 55–64.
[10] S. Bruni, F. Cheli, F. R., 2001. “A model of an actively controlled roller rig for tests on full
size railway wheelsets”. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineering, Part F, 215,
pp. 277–288.
[11] Polach, O., 1999. “Fast wheel-rail forces calculation computer code”. Vehicle System Dynamics,
Supplement 33, pp. 728–739.
[12] Polach, O., 2005. “Creep forces in simulations of traction vehicles running on adhesion limit”.
Wear, 258, pp. 992–1000.
[13] Bose, B. K., 2002. Modern Power Electronics and AC Drives. Prentice-Hall, N.J.
[14] Grelet, G., G. C., 1997. Actionneurs lectriques. ditions Eyrolles, Paris.
[15] Krause, P. C., 1986. Analysis of Electric Machinery. McGraw-Hill.
191
192
VERIFICA SPERIMENTALE DI MODELLI EFFICIENTI
AGLI ELEMENTI FINITI PER LA PREVISIONE DEL
COLLASSO STATICO DI STRUTTURE INCOLLATE
COMPLESSE
Davide Castagnetti
Dipartimento di Scienze e Metodi dell’Ingegneria,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Andrea Spaggiari
Dipartimento di Scienze e Metodi dell’Ingegneria,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Eugenio Dragoni
Dipartimento di Scienze e Metodi dell’Ingegneria,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Sommario. Il lavoro ha l’obiettivo di verificare l’applicabilità e l’accuratezza di un
modello semplificato agli elementi finiti (EF) per l’analisi a collasso statico di strutture
incollate complesse in parete sottile. Il modello descrive gli aderendi mediante piastre o
gusci e l’adesivo mediante un singolo strato di elementi coesivi. Il collegamento tra gli
elementi piastra (privi di spessore) degli aderendi e gli elementi dell’adesivo è effettuato
utilizzando semplici condizioni di vincolamento relativo tra le mesh delle parti
corrispondenti. Il lavoro è incentrato sull’analisi di una giunzione tubolare incollata
ottenuta per sovrapposizione di lamierini e caricata a flessione su tre punti fino a collasso.
Si presenta il confronto tra le curve forza-spostamento numeriche e quelle sperimentali
ottenute da una campagna sistematica.
I risultati ottenuti mostrano un ottimo accordo tra le previsioni fornite dal modello e le
prove sperimentali, specialmente in termini di forza massima e rigidezza del sistema.
L’originalità del lavoro consiste nella semplicità degli strumenti computazionali proposti,
basati su opzioni di modellazione standard disponibili in ogni applicativo agli EF
commerciale.
Keywords: adhesive bonding, efficient finite element modeling, design of experiment
1. INTRODUZIONE
La diffusione industriale dell’incollaggio per la realizzazione di giunzioni strutturali
primarie è legata allo sviluppo di metodi di calcolo semplici, veloci e accurati per la
previsione della loro resistenza meccanica. Il lavoro riguarda l’applicazione di un modello
efficiente agli elementi finiti (EF), precedentemente verificato dagli autori in campo elastico
193
[1] ed esteso al campo post-elastico [2-4], per l’analisi a collasso statico di strutture
incollate complesse.
In letteratura si ritrovano numerosi metodi agli elementi finiti per l’analisi delle
giunzioni incollate [5-14]. Molti di questi metodi sono basati su elementi speciali per
descrivere lo strato adesivo o la zona di sovrapposizione. I principali svantaggi di questi
metodi risiedono nel fatto che gli elementi speciali da essi impiegati sono difficili da
implementare nei software agli elementi finiti commerciali impiegati nell’ambito industriale
e il loro uso è confinato ad applicazioni di ricerca. In lavori recenti, invece, i metodi più
comunemente impiegati adottano approcci basati sulla meccanica della frattura [15-18]. In
questo caso i criteri di cedimento impiegati richiedono dati che si ottengono da prove
sperimentali dedicate.
Per superare queste limitazioni, il presente lavoro approfondisce l’analisi di un metodo
computazionale semplificato, già presentato dagli autori in [1], per l’analisi di giunzioni
strutturali in parete sottile. Il metodo è basato su strumenti di modellazione convenzionali e
su elementi finiti standard, implementati nei più diffusi software di calcolo commerciali. Il
metodo descrive gli aderendi mediante elementi semi-strutturali (piastre o gusci), l’adesivo
mediante un singolo strato di elementi solidi e ricorre a vincoli cinematici interni per
riprodurre la continuità strutturale. In [1] si è dimostrata l’efficienza e l’accuratezza del
modello ridotto nel calcolare la distribuzione delle tensioni elastiche lungo il piano medio
dello strato adesivo per parecchie geometrie 2D e 3D. Successivamente, gli autori hanno
esteso il metodo in campo post-elastico [2-4] adottando il semplice criterio di cedimento
alle tensioni regolarizzate proposto in [19, 20] ed ottenendo risultati incoraggianti.
L’obiettivo del lavoro è valutare l’applicabilità e l’accuratezza del metodo nella
previsione della risposta post-elastica di strutture incollate complesse di dimensioni anche
elevate. La convalida del metodo viene svolta rispetto ad una campagna sperimentale
sistematica. La struttura incollata che si considera è costituita da una trave tubolare,
composta da due tratti di lunghezza differente incollati testa a testa mediante
sovrapposizione di lamierini. Il caricamento della trave a flessione su tre punti fino a
completo collasso origina uno stato tensionale complesso nella zona di incollaggio. Le
curve sperimentali forza spostamento sono confrontate direttamente con quelle fornite dal
modello computazionale semplificato. Il modello computazionale implementa un criterio di
cedimento secondo l’approccio della zona coesiva come proposto in [21] in modo da unire
accuratezza del modello e velocità di calcolo. Si propone, infine, una interpretazione
analitica dei risultati ottenuti per spiegare l’influenza della dimensione del lato del tubo
quadro sul carico di collasso della struttura.
L’originalità del lavoro consiste nella semplicità degli strumenti computazionali
proposti, basati su opzioni convenzionali di modellazione disponibili in ogni applicativo
agli EF commerciale. Ne deriva un metodo generale e di facile impiego, caratterizzato da
una forte riduzione del costo computazionale (occupazione di memoria e tempo di calcolo),
conseguente alla minimizzazione dei gradi di libertà del modello. Semplicità, generalità ed
efficienza fanno del metodo proposto un valido strumento industriale per simulare il
comportamento meccanico di strutture incollate di grandi dimensioni e geometria
complessa.
2. METODO
La Figura 1 mostra la struttura trabeiforme incollata considerata nel lavoro. La struttura è
costituita da due spezzoni di tubo quadro, aventi lunghezza differente, uniti da piastrine di
194
Figura 1. Schema del giunto tubolare incollato, dimensioni in mm.
collegamento incollate per sovrapposizione semplice sui lati. La struttura viene caricata a
flessione su tre punti. Essendo la zona di unione lontana dalla mezzeria, nell’adesivo delle
giunzioni si sviluppa uno stato di sollecitazione indiretto e complesso. La struttura, di
semplice realizzazione, vuole rappresentare un simulacro di una struttura reale incollata e
costituisce un buon banco di prova per il metodo proposto. Il lavoro è diviso in due fasi:
prove sperimentali e analisi computazionali. Le prove sperimentali sono condotte in forma
sistematica secondo un piano fattoriale completo. Le analisi computazionali implementano
tutte le configurazioni esaminate sperimentalmente. Le prove, sia sperimentali che
computazionali, sono state effettuate fino al raggiungimento del completo collasso della
struttura.
Prove sperimentali
La campagna sperimentale ha preso in esame due variabili: la dimensione del lato del tubo
quadro (su due livelli, 25 e 40 mm) ed il numero di piastrine di collegamento, su quattro
livelli, 0 (ossia tubo integro senza giunzione), 2 disposte lateralmente, 2 disposte
rispettivamente sulla faccia inferiore e superiore e 4 ossia una per ciascun lato del tubo
quadro. Per ciascuna configurazione si sono effettuate 4 ripetizioni, per un totale di 32
giunzioni.
I tubi quadri sono profilati commerciali, saldati longitudinalmente, in acciaio da
costruzione Fe510. I piatti di lamiera che realizzano la giunzione per sovrapposizione sono
dello stesso acciaio da costruzione ma ottenuti da fogli di lamiera. Lo spessore di parete dei
tubi quadri e quello dei piatti di lamiera è pari a 1.5 mm.
Per i tubi quadri aventi lato di 25 mm si sono impiegati piatti di lamiera di larghezza 19
mm, mentre per i tubi di lato 40 mm la larghezza dei piatti è pari a 30 mm. Questo consente
un ricoprimento quasi completo della zona planare della giunzione. L’adesivo impiegato è
un epossidico bi-componente ad alta resistenza (Henkel 9466 [22]). Lo spessore dello strato
adesivo è stato ottenuto portando a contatto le parti incollate (tubo e piatto). La Tabella 1
raccoglie le principali dimensioni geometriche e le proprietà elastiche di aderendi
195
Tabella 1. Variabili geometriche e proprietà meccaniche materiali
Geometria
(mm)
25
40
Lato tubo quadro, L
(mm)
19
30
Larghezza piatti, w
(mm)
0.05
0.05
Spessore adesivo
Materiali
Aderendi
Adesivo
Acciaio
Henkel Loctite 9466
(MPa)
206.000
1718
Modulo di Young
0.3
0.3
Coefficiente di Poisson
(MPa)
500
60
Tensione elastica massima
(a)
(b)
Figura 2. Legame costitutivo acciaio elastoplastico (a) e legame coesivo adesivo (b)
Figura 3. Famiglia di giunzioni realizzate sperimentalmente
196
ed adesivo. Il comportamento post-elastico degli aderendi e dell’adesivo è descritto,
invece,dalle curve di Figura 2a e 2b la cui origine è spiegata nella sezione 2.2..
Gli aderendi sono stati preparati all’incollaggio attraverso 4 fasi: pulitura, carteggiatura e
due successive puliture con due differenti solventi. La prima fase di pulitura è stata
effettuata con diluente nitro. Questa ha lo scopo di rimuovere i residui degli oli di
lavorazione e protettivi. La carteggiatura è stata effettuata impiegando carta abrasiva (grana
P80) secondo una trama incrociata a 45°. Le successive fasi di pulitura sono state effettuate
con diluente nitro ed infine con il solvente Loctite 7063.
Si è infine proceduto alla realizzazione delle giunzioni incollate che sono state lasciate
polimerizzare a temperatura di 40° per 75 ore. Durante l’esecuzione delle giunzioni si è
provveduto a misurare lo spessore dello strato adesivo mediante un calibro. La misura è
stata fatta per differenza tra le dimensioni dell’assemblato prima e dopo la realizzazione
dell’incollaggio. La Figura 3 mostra l’intera famiglia di giunzioni realizzate nella campagna
sperimentale.
Le prove sperimentali sono state svolte ad una velocità costante della traversa di 5
mm/min fino al collasso completo del giunto. La macchina di prova usata è una MTS MINI
Bionix 858, servo idraulica, con capacita assiale di 25KN. La macchina è comandata
tramite PC mediante software proprietario di gestione ed acquisizione dati.
Analisi computazionali
Lo scopo dell’analisi computazionale è di ottenere la curva forza spostamento fino al
collasso completo, permettendo un confronto diretto con i risultati sperimentali.
Il modello computazionale è stato sviluppato in forma tridimensionale sia per la
struttura tubolare incollata sia per la struttura integra. Gli aderendi sono stati descritti
mediante elementi semi-strutturali di tipo piastra (shell) collocati sulle superfici medie
rispettivamente delle pareti del tubo e dei piatti di collegamento. Lo strato adesivo è stato
descritto mediante un singolo strato di elementi coesivi solidi. La modellazione degli
aderendi mediante elementi strutturali determina una discontinuità virtuale tra aderendi ed
adesivo. Per assicurare la continuità strutturale, si impiegano vincoli cinematici interni che
rendono uguali i gradi di libertà corrispondenti delle parti vincolate. Sia gli aderendi sia
l’adesivo sono stati modellati per mezzo di elementi lineari ad integrazione ridotta, aventi
forma quadrata. La dimensione della mesh sull’aderendo e sugli strati di adesivo è pari alla
distanza dei piani medi degli aderendi. Questa scelta, è derivata da una procedura di
convergenza effettuata su una delle configurazioni in esame ed ha permesso di ottenere un
buon compromesso tra precisione dei risultati e tempi di calcolo ragionevoli.
Gli aderendi sono stati modellati con un semplice legame elasto-plastico incrudente
bilineare (Fig. 2a), mentre l’adesivo è stato descritto mediante il modello di zona coesiva di
Fig. 2b. La tensione di snervamento degli aderendi è stata individuata sulla base dei dati
forniti dal produttore dei tubi. I parametri che governano l’andamento della zona coesiva
(tensione massima = 60 MPa, energia di frattura = 0.69 N/m) sono stati ricavati, invece, da
lavori di letteratura [21] riguardanti il medesimo adesivo. Il criterio scelto prevede che al
raggiungimento del limite elastico, in modo I, II, III l’adesivo perda progressivamente le sue
proprietà meccaniche con legge esponenziale (Fig. 2b).
Al fine di eliminare i moti rigidi del sistema, il modello computazionale è stato
vincolato applicando delle cerniere in corrispondenza dell’appoggio di sinistra e dei carrelli
in corrispondenza dell’appoggio di destra.
197
Il carico è stato invece assegnato nella forma di una velocità costante verso il basso,
applicata sulla sezione di mezzeria del giunto. Il valore di velocità applicata è stato pari a
150 mm/s, superiore a quella sperimentale. Questa scelta, congiuntamente alla strategia di
scalatura della massa, ha consentito di ridurre i tempi di analisi (metodo esplicito), pur
senza pregiudicare i risultati. Dalle analisi si è ricavato il carico di reazione della struttura in
relazione all’abbassamento della sezione di mezzeria fino al suo cedimento. I modelli
computazionali sono stati sviluppati per tutte le configurazioni esaminate sperimentalmente
e sono stati implementati mediante il solutore esplicito del software agli elementi finiti
ABAQUS 6.8 [23]. Tutte le analisi sono state risolte mediante un calcolatore Dual Core
Xeon 3.2GHz con 4GB di memoria RAM.
3. RISULTATI
Prove sperimentali
Lo spessore dello strato di adesivo, misurato al termine dell’esecuzione delle giunzioni, è
risultato uniforme per tutte le configurazioni e mediamente pari a 0.05 mm.
I diagrammi di Figura 4 mostrano, mediante le linee continue nere, le curve forzaspostamento ottenute sperimentalmente per le 4 configurazioni strutturali caratterizzate
dalla presenza di due lamierini di giunzione rispettivamente sopra e sotto Fig. 4a, c e laterali
Fig. 4b, d. Analogamente la Figura 5 mostra le medesime curve per le configurazioni
strutturali caratterizzate da 4 lamierini di giunzione Fig. 5a, c e per i due tubi quadri integri
Fig. 5b, d.
In Tabella 2 si presentano, per tutte le configurazioni esaminate sperimentalmente, le
rigidezze misurate nel tratto elastico della curva forza-spostamento. Le prime quattro righe
mostrano i valori relativi ad ogni ripetizione. La quinta riga presenta per ciascuna
configurazione, il valor medio e la deviazione standard delle quattro ripetizioni
sperimentali.
In Tabella 3 e Tabella 4 si presentano rispettivamente i valori sperimentali della forza
massima e dell’energia spesa per portare a collasso le giunzioni. L’energia spesa
rappresenta l’area sottesa alle curve forza-spostamento. Entrambe le tabelle hanno la
medesima struttura di Tabella 2.
Analisi computazionali
I diagrammi di Figura 4 riportano in linea tratteggiata le curve forza spostamento ottenute
dalle analisi computazionali svolte sulle stesse configurazioni di giunzione della campagna
sperimentale.
In Tabella 2, alla sesta riga, si presentano, per tutte le configurazioni esaminate, le
rigidezze misurate nel tratto elastico della curva computazionale forza-spostamento.
L’ultima riga di tabella mostra, infine, il valore di errore relativo tra il valore
computazionale ed il valor medio sperimentale. L’errore relativo è calcolato come un
rapporto avente a numeratore la differenza tra la risposta computazionale e quella
sperimentale e a denominatore la risposta sperimentale.
In Tabella 3 e Tabella 4 si presentano rispettivamente i valori di forza massima ed
energia spesa per portare a collasso le giunzioni forniti dalle analisi computazionali.
Entrambe le tabelle hanno la medesima struttura di Tabella 2.
198
7
6
6
5
5
Forza (kN)
Forza (kN)
7
4
3
4
3
2
2
1
1
0
0
0
2
4
6
Spostamento (mm)
0
8
2
4
6
Spostamento (mm)
(b)
7
7
6
6
5
5
Forza (kN)
Forza (kN)
(a)
8
4
3
4
3
2
2
1
1
0
0
0
2
4
6
Spostamento (mm)
0
8
2
4
6
Spostamento (mm)
(c)
8
(d)
Sperimentale
Modello EF ridotto
Figura 4. Curve forza-spostamento sperimentali e computazionali per la struttura di Fig. 1
nel caso di 2 soli lamierini
4. DISCUSSIONE
Prove sperimentali
Dai diagrammi di Figura 4 e 5 si osserva in primo luogo una minima dispersione delle curve
forza-spostamento tra le varie ripetizioni delle prove. In particolare, anche l’istante di
cedimento dello strato adesivo, nei casi in cui si verifica, è molto vicino tra le diverse prove.
199
12
10
10
8
8
Forza (kN)
Forza (kN)
12
6
6
4
4
2
2
0
0
0
5
10
Spostamento (mm)
0
15
5
10
Spostamento (mm)
(b)
12
12
10
10
8
8
Forza (kN)
Forza (kN)
(a)
15
6
6
4
4
2
2
0
0
0
5
10
Spostamento (mm)
0
15
5
10
Spostamento (mm)
(c)
15
(d)
Sperimentale
Modello EF ridotto
Figura 5. Curve forza-spostamento sperimentali e computazionali per la struttura di Fig. 1,
nel caso di 4 o nessun lamierino
Questo testimonia la validità della configurazione di giunzione scelta e la buona esecuzione
sperimentale. Le configurazioni di Fig. 4, nelle quali avviene il cedimento della zona di
giunzione, mostrano due modi di collasso completamente diversi. In entrambi i casi si
osserva che sia la rigidezza (Tab. 2) che la forza massima raggiunta dalle giunzioni (Tab. 3)
sono molto simili a parità di dimensione geometrica. Una differenza sostanziale si osserva,
invece, nel tratto post-elastico. Nel caso di tubolare incollato mediante lamierini disposti
sopra e sotto, si verifica la frattura immediata dopo il superamento del limite elastico.
Nel caso di tubolare incollato mediante lamierini disposti lateralmente si osserva,
invece, un tratto rilevante a forza costante dopo il raggiungimento del limite elastico, prima
del cedimento della struttura. In termini quantitativi tale differenza di comportamento è
apprezzabile in Tabella 4 dove si riporta l’energia assorbita dal giunto.
200
Tabella 2 Rigidezza raggiunta dalla struttura di Fig. 1
Configurazione
Rig. sperimentale media
ks, media r dev.st (kN)
Rig. modello EF,
kEF (kN)
Errore percentuale,
((kEF - ks, media)/
ks, media)*100
4.9
r0.1
4.0
r0.1
10.5
r2.0
9.7
r0.1
5.1
r0.1
4.6
r0.1
13.1
r1.2
12.0
r0.6
4.1
2.0
10.9
7.8
4.6
4.3
12.2
12.3
-15.7
-49.2
3.8
-19.0
-11.2
-6.7
-7.4
2.5
Tabella 3 Forza massima raggiunta dalla struttura di Fig. 1
Configurazione
Media della forza
sperimentale massima
Fs, max, media r dev.st (kN)
Forza massima modello
EF, FEF max (kN)
Errore percentuale,
(FEF, max – Fs, max, media)/
Fs, max, media)*100
3.8
±0.3
2.4
±0.0
4.7
±0.7
6.1
±0.3
5.7
±0.1
5.7
±0.0
11.2
±0.1
11.2
±0.1
3.53
2.00
4.58
5.17
5.32
5.34
11.29
11.35
-6.7
-16.8
-2.5
-15.5
-6.1
-5.7
0.6
1.4
Tabella 4 Energia di deformazione per portare a collasso la struttura di Fig. 1
Configurazione
En. sperimentale media
Es, media r dev.st (J)
En. modello EF,
EEF max (J)
Errore percentuale,
((EEF – Es, media)/
Es, media)*100
3.5
r0.5
14.3
r0.6
3.9
r1.1
20.8
r1.2
72.5
r1.1
72.2
r0.8
135.2
r0.9
134.0
r0.7
3.0
7.6
3.0
11.2
72.9
73.4
108.3
108.3
-16.1
-47.2
-22.9
-46.1
0.5
1.7
-19.8
-19.2
L’energia di deformazione risulta, infatti, da 4 a 5 volte più grande passando dalla
giunzione con lamierini disposti sopra e sotto a quella con lamierini laterali, a parità di
dimensioni geometriche. Questo comportamento è spiegabile poiché le tensioni di pelatura
(associate alla caratteristica di sollecitazione di taglio globale) che si originano sullo strato
incollato disposto sopra e sotto sono peggio tollerate dall’adesivo rispetto alle tensioni
puramente tangenziali che agiscono nel caso di strato adesivo disposto lateralmente.
Dalle curve sperimentali di Figura 5 si osserva, invece, che la configurazione con 4
lamierini fornisce una risposta pressoché identica a quella del tubo integro con valori quasi
coincidenti di rigidezza (Tab. 2), forza massima (Tab. 3) ed energia di deformazione (Tab.
201
4). Questo comportamento si riscontra per entrambe le dimensioni del lato del tubo. Si può
quindi affermare che lo strato adesivo trasferisce completamente ed efficacemente il carico.
Analisi computazionali
Dai diagrammi di Figura 4a, c emerge un buon accordo tra la previsione computazionale e
le curve sperimentali nel caso di configurazione con lamierini sopra e sotto. Per tale
configurazione l’errore sulla rigidezza (Tab. 2) è inferiore al 16%, quello sulla forza
massima (Tab. 3) è minore del 7%, quello sull’energia di deformazione (Tab. 4) del 23%.
Meno accurata è risultata, invece, la previsione della configurazione con lamierini disposti
lateralmente (Fig. 4b, d). L’errore che si registra in questo caso è attribuibile al fatto che, in
prima approssimazione, si sono attribuite all’adesivo le stesse proprietà in modo I e modo
II, non avendo reperito in letteratura, per questo specifico adesivo, le proprietà di modo II.
Questa discrepanza suggerisce che l’adesivo presenta una risposta differente in modo II in
termini sia di tensione di picco della zona coesiva sia di energia di frattura.
Dai diagrammi di Figura 5a, b si osserva un accordo ottimo tra la risposta
computazionale e quella sperimentale per la struttura di lato 25 mm. L’errore massimo sulla
rigidezza (Tab. 2) è circa dell’11%, quello sulla forza massima (Tab. 3) del 6%, l’errore
sull’energia (Tab.4) è minore del 2%.
Buono è anche l’accordo tra le curve computazionali e sperimentali per la struttura di
lato 40 mm. L’accuratezza nella previsione della rigidezza è simile al caso precedente, con
un errore massimo di circa il 7% (Tab. 2). E’ minimo, invece, l’errore nella previsione della
forza massima (Tab. 3) che supera di poco l’1%, mentre la previsione dell’energia di
deformazione (Tab. 4) è meno accurata con un errore di circa il 20%.
Alla luce dei risultati ottenuti il metodo si propone come uno strumento accurato ed
efficiente per la previsione del comportamento strutturale di costruzioni incollate
complesse. La disponibilità di dati affidabili e accurati in merito al comportamento elastico
e fino a collasso dell’adesivo appare un requisito essenziale per l’attendibilità dei risultati
forniti dal metodo.
Dall’osservazione delle curve forza-spostamento di Figura 4 si nota un’apparente
anomalia. Il carico che il giunto è in grado di sostenere è massimo per la configurazione con
lamierini posti sopra e sotto se il tubo ha lato 25mm. Se il tubo ha lato 40 mm, invece, il
carico è massimo per la configurazione con lamierini laterali. La spiegazione di questo
comportamento, che trova conferma anche nei risultati delle analisi FEM, può essere
qualitativamente ottenuta attraverso semplici considerazioni analitiche che vengono
presentate nel dettaglio nell’Appendice 1. In base a questa interpretazione analitica si
osserva che il carico di collasso delle giunzioni dipende dal lato del tubo quadro, L, in
maniera differente per il giunto con i lamierini sulle basi o laterali.
Come riepilogato in Tabella 5, infatti, nel caso di giunzione con lamierini sulle basi la
componente di tensione che causa il collasso è quella normale (sollecitazione di pelatura) e
da ciò discende che la forza massima sopportabile dal giunto è proporzionale al lato del
tubo quadro, L. Nel caso di lamierini laterali, invece, la componente di tensione critica è
quella tangenziale da cui consegue che la forza massima sopportabile dal giunto è
proporzionale al quadrato del lato del tubo.
Questa interpretazione analitica trova riscontro nei risultati sperimentali che mostrano
come il rapporto tra i carichi massimi sostenuti dalla giunzione rispetti questo andamento
(Tabella 5). In particolare, nel caso della configurazione con lamierini sulle basi, la forza
202
Tabella 5 Dipendenza dal lato del carico della struttura
Configurazione
Componente di tensione critica
Dipendenza della componente di
tensione critica dal lato, L
σ
τ
v 1/L
v 1/L2
Rapporto tra i lati, L
25 = 0.63
40
§ 25 · = 0.39
¨ ¸
© 40 ¹
Rapporto tra le forze massime
sperimentali,
Fmax, 25 /Fmax, 40
0.81
0.39
2
massima (sperimentale) in funzione del lato, L, aumenta poco più che linearmente,
differenza probabilmente imputabile agli effetti flessionali indotti nella giunzione dallo
specifico caricamento. Per la configurazione con lamierini laterali, invece, il rapporto tra le
forze massime coincide esattamente con il quadrato del rapporto tra le dimensioni del lato
del tubo, L.
Questo conferma la correttezza della stima analitica che presenta un errore di circa il
20% nel primo caso mentre l’errore scende sotto l’1% nel secondo.
5. CONCLUSIONI
Il lavoro mostra l’applicabilità e l’accuratezza di un modello semplificato agli elementi
finiti (EF) per l’analisi a collasso statico di strutture incollate complesse in parete sottile. Il
modello è applicato ad una struttura tubolare incollata ottenuta per sovrapposizione di
lamierini e caricata a flessione su tre punti fino a collasso. Caratteristiche peculiari del
modello proposto sono la descrizione degli aderendi mediante piastre o gusci e dell’adesivo
mediante un singolo strato di elementi coesivi che sfruttano il modello di zona coesiva per
descrivere le proprietà dell’adesivo. La continuità strutturale tra le piastre degli aderendi e
gli elementi dell’adesivo è realizzata mediante semplici vincoli cinematici interni tra le
mesh delle parti corrispondenti. Si presenta il confronto tra le curve forza-spostamento
numeriche e quelle sperimentali ottenute da una campagna sistematica. Si osserva un buon
accordo tra le previsioni computazionali e gli andamenti sperimentali in termini di rigidezza
nella fase elastica (errore medio inferiore al 15%) e di forza massima (errore medio
inferiore al 10%) mentre la previsione dell’energia di deformazione è meno accurata (errore
medio di circa il 20%). L'andamento del carico di collasso in funzione della dimensione del
tubo incollato è interpretato semi-quantitativamente con un semplice modello analitico che
spiega i modi di rottura trovati sperimentalmente e numericamente.
La buona precisione del modello numerico ed il ridotto peso computazionale rendono il
metodo proposto particolarmente adatto per l’analisi efficiente di costruzioni incollate
complesse di interesse industriale.
203
APPENDICE 1 – MODELLI ANALITICI A PELATURA E TAGLIO PER
GIUNZIONI INCOLLATE TRA ADERENDI SOTTILI
Si propongono di seguito due semplici interpretazioni analitiche del comportamento delle
configurazioni di giunto rispettivamente con lamierini sulle basi e con lamierini sopra e
sotto.
Modello a pelatura. La configurazione con lamierini sulle basi inferiore e superiore, è
assimilabile a due giunzioni a singola sovrapposizione, pertanto lo stato di sollecitazione
che nasce può essere valutato, in via approssimata, mediante i modelli analitici di Goland e
Reissner [24] o di Bigwood e Crocombe [20]. Il caricamento a flessione su tre punti agente
sulla trave si traduce in una componente di sforzo normale ed una di taglio (Fig. 6a). Queste
sollecitazioni originano nello strato adesivo uno stato tensionale comprensivo di una
componente normale e tangenziale. Poiché per l’adesivo la sollecitazione di pelatura
(componente normale di tensione) è preponderante e più dannosa rispetto a quella di taglio
[25], nell’analisi seguente si considera solo la componente normale di tensione. In accordo
con il modello analitico di Bigwood e Crocombe [20], ad esempio, questa componente
normale di tensione, originata principalmente dalla sollecitazione globale, T, risulta
dipendente dal rapporto tra carico e larghezza della giunzione, T/L. Si può, quindi, dedurre
che la forza massima, Fmax, sopportata dalla giunzione con lamierini sulle basi e caricata a
flessione su tre punti, sia in prima approssimazione direttamente proporzionale al lato del
tubo quadro, L.
Modello a taglio. Lo stato di sollecitazione che nasce nella configurazione con
lamierini laterali può essere valutato riconducendosi al semplice modello di due piastre
incollate per sovrapposizione e caricate globalmente a torsione (Fig. 6b). In base a quanto
proposto da Feodosyev [26] per questo specifico caso, le espressioni delle componenti di
tensione tangenziale valgono rispettivamente:
Wx
M w
˜
2J p 2
(1)
Wy
M t T
˜ 2J p 2 2 A
(2)
Dove M rappresenta il momento torcente originato nel baricentro della sezione incollata
dalle caratteristiche di sollecitazione agenti sulla sezione BB del lamierino. Jp rappresenta il
momento polare d’inerzia ed A l’area della sezione incollata. Infine, T rappresenta la
caratteristica di sollecitazione di taglio applicata sulla sezione BB di Fig. 6b. L’assenza di
concentrazioni di tensione nella giunzione, in virtù delle condizioni di carico e vincolo cui è
sottoposta, rende queste espressioni una stima attendibile dello stato tensionale.
La tensione massima agente sullo strato adesivo si ottiene combinando le due
sollecitazioni secondo la seguente espressione:
τ max
τ x2 τ y2
(3)
204
Analizzando le espressioni (1) e (2), si può osservare che, in termini qualitativi, si hanno le
seguenti dipendenze:
1
L2
1 1
Wy v 3 L L
Wx v
(4)
(5)
(a)
(b)
Figura 6 – Schema della configurazione di giunzione con lamierini sulle basi,
globalmente caricati a sforzo normale e taglio (a), e con lamierini sui fianchi globalmente
caricati a momento torcente e taglio (b).
Si ha, quindi, che la componente τx è inversamente proporzionale al quadrato del lato del
tubo. Nel caso della componente τy, invece, è possibile l’ipotizzare, come consueto, che la
parte legata al taglio (v1/L) sia trascurabile. La tensione tangenziale τy è, perciò,
proporzionale a 1/L3. Nel complesso si ha, infine, che la tensione tangenziale globale, τmax,
trascurando gli infinitesimi di ordine superiore, è proporzionale ad 1/L2. Di conseguenza la
forza massima, Fmax, sopportata dalla giunzione con lamierini laterali caricata a flessione su
tre punti, essendo inversamente proporzionale alla tensione tangenziale massima, τmax,
risulta direttamente proporzionale al quadrato della dimensione del lato del tubo, L.
BIBLIOGRAFIA
[1]
Castagnetti, D., Dragoni, E., 2009. “Standard finite element techniques for the efficient stress
analysis of adhesive joints”. Int J Adhes Adhes, 29, pp. 125-135.
[2]
Castagnetti, D., Spaggiari, A., Dragoni, E., 2007. “Metodi efficienti agli elementi finiti per
l’analisi a collasso di strutture incollate”. Proceedings of the 36th AIAS, Ischia (NA).
[3]
Castagnetti, D. Dragoni, E., Spaggiari, A., 2008. “Failure analysis of bonded T-peel joints:
efficient modelling by standard finite elements with experimental validation”. Proc. of
“Adhesion ’08”, 03-05 September 2008, Oxford, UK, pp. 169-176.
205
[4]
Castagnetti, D., Spaggiari, A., Dragoni, E., 2009. “Efficient Post-Elastic Analysis of Bonded
Joints by Standard Finite Element Techniques”. J. of Adhes Sci and Tech., 23, pp. 1459-1476.
[5]
Rao, B. N., Rao, Y. V. K. S., Yadagiri, S., 1982. “Analysis of composite bonded joints”. Fibre
Science and Technology, 17, pp. 77-90.
[6]
Reddy, J. N., and Roy, S., 1988. “Non-linear analysis of adhesively bonded joints”. Int. J. NonLinear Mechanics, 23, pp. 97-112.
[7]
Edlund, U., and Klarbring, A., 1992. “A geometrically nonlinear model of the adhesive joint
problem and its numerical treatment”. Computer Methods in Applied Mechanics and
Engineering, 96, pp. 329-350.
[8]
Andruet, R. H., Dillard, D. A., and Holzer, S. M., 2001. “Two- and three-dimensional
geometrical nonlinear finite elements for analysis of adhesive joints”. Int. J. of Adhesion and
Adhesives, 21, pp. 17-34.
[9]
Goncalves, J. P. M., De Moura, M. F. S. F., and Castro, P.M.S.T., 2002. “A three-dimensional
finite element model for stress analysis of adhesive joints”. Int. J. of Adhesion and Adhesives,
22, pp. 357-365.
[10] Tong, L., and Sun, X., 2003. “Adhesive elements for stress analysis of bonded patch to curved
thin walled structures”. Computational Mechanics, 30, pp. 143-154.
[11] Crocombe, A. D., Bigwood, D. A., and Richardson, G., 1990. “Analyzing structural adhesive
joints for failure”. Int. J. Adhesion and Adhesives, 10 (3), pp. 167-178.
[12] Bigwood, D. A., and Crocombe, A. D., 1990. “Non-linear adhesive bonded joint design
analyses”. Int. J. of Adhesion and Adhesives, 10 (1), pp. 31-41.
[13] Harris, J. A., and Adams, R. D., 1984. “Strength prediction of bonded single lap joints by nonlinear finite element methods”. Int. J. Adhesion and Adhesives, 4 (2), pp. 65-78.
[14] Carlberger, T., and Stigh, U., 2007. “An Explicit FE-model of Impact fracture in an adhesive
joint”. Engng. Fracture Mech, 74(14), pp. 2247-2262.
[15] Goncalves, J. P. M., De Moura, M. F. S. F. et al, 2003. “Application of interface finite elements
to three-dimensional progressive failure analysis of adhesive joints”. Fatigue Fract. Engng
Master Struct, 26(5), pp. 479-486.
[16] Hadavinia, H., Kawashita, L. Kinloch, A. J., Moore, D. R., and Williams, J. G., 2006. “A
numerical analysis of the elastic-plastic peel test”. Engng. Fracture Mechanics, 73(16), pp.
2324-233.
[17] Schmidt, P., and Edlund, U., 2005. “Analysis of adhesively bonded joints: a finite element
method and a material model with damage”, Int. J. for Num. Meth. In Engng, 1, pp. 1-34.
[18] Valoroso, N., Champaney, L., 2006. “A damage-mechanics-based approach for modelling
decohesion in adhesively bonded assemblies”, Engng Fracture Mechanics, 73 (18), pp. 22742801.
[19] Goglio, L. et al, 2008. “Design of adhesive joints based on peak elastic stresses”, Int J Adhes
Adhes, 28, pp. 427-435.
[20] Bigwood, D. A., Crocombe, A. D., 1989. “Elastic analysis and engineering design formulae for
bonded joints”. Int. J. of Adhesion and Adhesives, 9(4), pp. 229-242.
[21] Pirondi A., Fersini D., Perotti E., and Moroni F., 2007. “Applicabilità del modello di zona
coesiva in simulazioni della frattura per diverse geometrie di giunti incollati”, Atti del 19°
Congresso IGF Milano, 2-4 luglio 2007.
206
[22] Loctite – Hysol 9466, 2007. “Technical Data Sheet”.
[23] ABAQUS 6.8, 2008 “Users’ Manual”, HKS Inc.
[24] Goland, M. and Reissner, E., 1944, “The stresses in cemented joints”, J. of Applied Mechanics,
11, pp. 17-27.
[25] Adams, R. D., Comyn J., and Wake, W. C., 1984. Structural adhesive joints in engineering.
Elsevier, London.
[26] Feodosyev, V.I., 1977. Selected problems and questions in strength of materials. Mir
Publishers Moscow.
207
208
RECENT IMPROVEMENTS AND DESIGN FORMULAE
APPLIED TO FRONT MOTORBIKE SUSPENSIONS
Dario Croccolo
DIEM - Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Massimiliano De Agostinis
DIEM Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Nicolò Vincenzi
DIEM - Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. The aim of this paper is to provide a methodology useful for the structural design
and optimization of front motorbike suspensions. Two different types of shaft-hub couplings
are used to assembly the whole suspension: interference-fit couplings and bolted joints.
Some mathematical models and engineering design formulae are proposed in order to
calculate the tensile state and the fundamental design parameters of the main couplings,
such as, for example, the fork-steering shaft and the leg-wheel pin couplings. Both
experimental tests (based on the Design of Experiment approach) and numerical analyses
(based on the Finite Elements Method) have been carried out to obtain the proposed
results. All the research findings culminate in an innovative software (Front Suspension
Design©) which is useful to design and to verify the whole front motorbike suspensions, by
applying correct and effective results, obtained for different geometries and materials
combinations.
Keywords: motorbike, motorcycle, suspension, formulae, design
1. INTRODUCTION
The front motorbike suspension, reported for example in Fig. (1), is a mechanical
component realised by the assembly of about 200 parts, whose design should take into
account the accurate knowledge of the cinematic and dynamic behaviour of the vehicle [1].
The main structure of every suspension type (standard and upside down) is obtained by
different joints of components that are realized by means of some different shaft-hub
couplings: starting from the upper part of the suspension (Fig. 1) it is possible to highlight
the following different joints:
x Bolted joint between the upper part of the steering shaft and the upper fork;
x Bolted joint between the upper fork and the outer tube;
209
Steering shaft
Outer tube
Forks
Inner tube
Wheel clamp
Brake caliper
mount
Figure 1. CAD model of an upside down front motorbike suspension.
x
x
x
Interference fit coupling between the steering shaft and the lower fork;
Bolted joint between the wheel clamp and the wheel pin;
Bolted joint for the brake caliper mount.
For the aforementioned couplings a quick fulfilment of the structural optimization is
requested by the shortening time of the vehicle lifecycle (about 2:3 years) and also by the
increase in performances and reliability of these components. This paper aims at providing
some engineering formulae and some design improvements useful for the structural
optimisation of the whole front motorbike suspension. The present couplings are often
impossible to be studied by applying the well known formulas given, for example, by the
De Saint Venant or Lamè or similar theories [2-4], because geometries are not axially
symmetric or do not have an overriding dimension with respect to the others. For these
reasons, the well known theoretical formulas have been corrected by introducing some ad
hoc coefficients, defined by performing a lot of numerical investigations, via Finite
Elements Method. Furthermore, shaft-hub couplings are strongly influenced by friction,
wear and lubrication conditions. Therefore, experimental tests, based on the Design of
Experiment approach, have been carried out in order to calculate accurately the friction
coefficients as a function of the type of coupling (interference fit or bolted joints), of the
materials in contact (aluminium alloy or steel alloy) and of the typical or conventional
production and assembly parameters (as an instance lubricating oil, resting time, number of
assembly on the same component).
2. THE JOINT DESIGN: ENGINEERING FORMULAE
The design of front motorbike suspensions is mainly related to the design of two different
types of shaft-hub couplings: the first one is an interference-fit coupling, between the
steering shaft and the lower fork, and the second one is a bolted joint, both between the
forks and the outer tube and between the wheel clamp and the wheel pin.
210
Material
Table 1. Materials mechanical properties
Yielding point
Elongation at break
Ultimate stress
Su [MPa]
Sy [MPa]
A%
G-Alsi5 T6
304-343
196-235
5-9%
S355 J2 G3
510-680
>355
>18%
The components under investigation are typically made of steel (S355 J2 G3) and of
aluminium (G-AlSi5 or AlSi7) alloys, whose mechanical properties are reported in Tab.
(1).
Interference fit couplings: tensile state definition
The design of the fork-steering shaft coupling is uncertain mainly because of the poor
knowledge about the static friction coefficient ll as well as of the mean coupling pressure
pF. The axial releasing force Fll=ll·pF·A, which is the fundamental design parameter,
depends on the two aforementioned factors, usually unknown, and on the coupling surface
A, usually known. Because of the increase in power and in weight of the motorbikes, the
axial releasing force Fll has also been much increased in the recent years in order to
guarantee the driver’s safety. For this reason, the amount of interference U which is
proportional to the coupling pressure pF, is a strategic design parameter because it must be
high enough to exceed the releasing tests but not too much to overcome the Yielding of the
components. Thus, it was decided to develop a generalized methodology useful to calculate
accurately ll and pF parameters. The static friction coefficient ll was determined by
applying the Design of Experiment (DOE) method in order to maximize the information
about the experimental data [5, 6]: three different combinations of coupled materials (steelsteel, steel-aluminium, and aluminium-aluminium) have been investigated, as shown in the
next paragraph. The main issue is that the geometry of the fork is not axially symmetric, as
shown in Fig. 2: the stiffness changes with the coordinate around the central bush. For
this reason the correct definition of the tensile state on the coupling area requires the help
of numerical (FEM) analyses. Our investigations were basically dedicated to find out an
overall mathematical function which depends on some geometric parameters, shared by
every type of fork, and which is able to correct the theoretical formulas, valid only for
axially symmetric elements. The FEA investigation is necessary because the solution
provided by the congruence and equilibrium equations [2, 4] are not effective when applied
to asymmetric elements, such as the fork: the tensile state on the coupling area proves to be
neither constant nor appreciable as average value if the Thick Walled Cylinders Theory
(Lamè equations) is applied. As a matter of fact the results of FEM analyses, performed
with the Ansys Code, and reported in Fig. 3, show that radial (r) and hoop (t) stresses on
the coupling surfaces are not constant in the coordinate. Therefore, it was decided to
perform a set of FEM analyses on 15 different fork-pin couplings in order to evaluate the
pF and t trend and to define two ad hoc parameters to be inserted in the theoretical
formulas of Eq. (1) proposed in [7], that can still continue to be effectively applied and
used.
211
Central bush
Axially
symmetric:
w V r VT 0
wT
Not axially
symmetric:
w V r VT z0
wT
Figure 2. An example of fork geometry
Figure 3. Radial and hoop stress on the coupling surface via FEM
­
[
°pF
2
§
·
·
1 1 QA
1 §1 QI2
°
˜ ¨
Q
˜
Q
¸
¸
¨
A
I
2
°
EA ©1 QA2
¹
¹ EI ©1 QI
°
®V r pF
°
1 QA2
°V
pF ˜
t
°
1 QA2
°
¯
(1)
V r 0; V t ! 0; V r V t
is the ratio between the actual interference Z and the nominal coupling diameter DF,
E and are the Young’s Modulus and the Poisson’s ratio of the hub (EA, A) and the shaft
212
(EI, I), while QA is the ratio between the internal and the external diameter of the hub and
QI is the ratio between the internal and the external diameter of the shaft. During the
coupling phase, a portion of the nominal interference U (Eq. 2), evaluated as the difference
between the external shaft diameter DIa and the internal hub diameter DAi, is loss as a
function of the surface roughness [8, 9] of the components [10,11]: it is therefore possible
to calculate the actual interference Z (Eq. 3).
U
DIa DAi
(2)
Z U G
G
­0.8 ˜ RzA RzI °
°
®2 ˜ R pA R pI
°
°
¯3˜ RaA RaI (3)
As reported in [12] a parametric analysis has been performed to study the stress field:
the internal diameter of the fork has been set equal to six different values (Di_f : 25, 27, 29,
31, 33, 35 mm) while the central bush thickness s equal to five different values (6, 7.3, 8,
8.5, 9 mm) within the most frequent production range. Therefore, it is possible to develop
and analyze 15 groups of 30 (6x5) forks each, as a complete combination of the internal
diameter Di_f and of the central bush thickness s. In each group the stiffening ribs (Fig. 2)
around the central bush were left unchanged: a total of 450 (15x30) Finite Elements
Analyses (FEA) have been performed, with the purpose of finding out an overall function able to correct the theoretical formulas. Hence, by applying the coefficients, it is possible
to design the coupling and to compare some different solutions without performing again
the FEM analyses. The theoretical unmodified formulas (Eq. 1) do not provide accurate
results (in some cases errors are higher than 60%) because of the different hoop stiffness of
the fork, which is influenced only by the geometrical parameters located near the coupling
zone as shown in Fig. (4), both in the longitudinal and in the transversal section. The trend
of the mean coupling pressures and hoop stresses on the fork, both theoretical (pF, t) and
numerical (pF_FEA, t_FEA), have been analyzed by changing the combinations of the internal
coupling diameter Di_f and of the central bush thickness s [12]. The theoretical values have
been calculated by applying Eq. (4), according to [2], and considering the forks as a thick
walled cylinder, with the internal diameter Di_f and the external diameter De_f =Di_f +2s,
subjected to a radial displacement Z.
pF
Z
˜ EA
Di _ f
§1 Q 2
·
A
Q
¨
¸
A
2
¹
©1 QA
Vt
pF ˜
1 QA2
1 QA2
QA
Di _ f
Di _ f 2 ˜ s
(4)
The pF_FEA and t_FEA were computed as the averages of the pressures and hoop stresses
evaluated on the nodes belonging to the coupling surface (Fig. 3). It was noticed that, for
each one of the 15 fork groups, the trend of the theoretical and FEA stresses are the same if
they are plotted as a function of Di_f and s: they increase in the same way while Z increases.
213
Figure 4. Fundamental geometric parameters for the computation of the coefficients
This occurrence can be explained considering that the same fork group has the same
stiffness in the direction (Fig. 2). For this reason, each value of the mean coupling
pressure obtained by FEA was compared with those obtained by applying the theoretical
formulas [12]. The r and t (Eq. 5) coefficients were therefore calculated as the ratio
between the FEA stress (radial and hoop, in average) and the theoretical one: they depend
on the internal diameter Di_f and on the central bush thickness s.
Er
V r _ FEA
Vr
pF _ FEA
pF
Et
V t _ FEA
Vt
(5)
Furthermore, as ratio trends are similar to planes [12], they have been interpolated in
order to obtain some linear functions that are able to provide the corrective coefficients
with errors always lower than 4% with respect to the actual value. Fig. (5) shows r and t
trends as functions of Di_f and s, while Tab. (2) reports their mathematical expressions. The
final step is to define two overall mathematical functions, which are able to interpolate all
the 15 different r and t coefficients with acceptable errors. By analyzing Tab. (2) it is
possible to highlight that all the planes of t are very close each other and therefore they
have been easily interpolated with a mean equation (Eq. 6), which provides errors that are
always lower than 5%.
Et
0.831 + 0.003 ˜ Di_f + 0.007 ˜ s
(6)
On the contrary, dealing with the r coefficient a unique interpolation made through the
definition of a mean plane, which depends only on Di_f and s, would cause discrepancies up
to 30%, because the difference in the fork stiffness is not appreciable only with these two
parameters. By deeply studying the shape of the forks around the central bush we pointed
out two more geometrical parameters, which are able to highlight the different stiffness of
each fork group and that can help in defining the overall mathematical function. It was
noticed that the stiffness is influenced both in the transversal direction (Y direction in Fig.
4) and in the longitudinal direction (X direction in Fig. 4) by the amount of material located
near the central bush.
214
(a)
(b)
Figure 5. r (a) and t (b) planes as a function of Di_f and s
Therefore, according to [12] and referring to Fig. (4), two additional parameters j and k
were defined (Eq. 7) and added to the analytical expression of r in order to interpolate all
the 15 planes with the same equation. Hence the overall r expression (Eq. 8) is capable to
provide the corrective coefficient with mean errors always lower than 10%. A stiff fork,
that is a fork with a large amount of material around the central bush (typically installed on
a high performances vehicle) presents r coefficient within the range 1.7÷2, while a light
fork, that is similar to a true bush, has r coefficient within the range 1.1÷1.4. As mentioned
before, in the case of fork–pin couplings, Eq. (1) leads to wrong results because of the
asymmetry of the fork. Therefore, it is necessary to correct the congruence and equilibrium
equations by applying accurately the coefficients in order to evaluate the actual mean
tensile state. The theoretical formulas [4] have been rewritten, according to [12], in order to
obtain the formulae reported in Eq. (9).
215
Table 2. r and t mathematical expressions
Fork ID
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
j
Er
Er (Di_f , s)
1.067+0.006 Di_f -0.008s
1.953-0.005 Di_f -0.068s
1.503-0.004 Di_f -0.046s
1.492+0.0018 Di_f -0.048s
1.174+0.074 Di_f -0.018s
2.090-0.007 Di_f -0.803s
1.800-0.005 Di_f -0.078s
2.640-0.009 Di_f -0.122s
2.732-0.001 Di_f -0.125s
2.468-0.005 Di_f -0.108s
2.551-0.005 Di_f -0.124s
2.493-0.001 Di_f -0.129s
2.647-0.002 Di_f -0.134s
2.016+0.009 Di_f -0.093s
3.102-0.010 Di_f -0.146s
Di _ f 2 ˜ s ·
Ls §
˜ ¨ps ¸
2
Lc ©
¹
Et (Di_f , s)
1.044+0.001 Di_f -0.055s
0.868+0.002 Di_f +0.004s
0.989+0.001 Di_f +0.003s
0.977+0.002 Di_f +0.001s
1.028+0.001 Di_f -0.005s
0.889+0.003 Di_f +0.005s
0.938+0.001 Di_f +0.004s
0.789+0.004 Di_f +0.008s
0.777+0.005 Di_f +0.009s
0.734+0.006 Di_f +0.011s
0.808+0.004 Di_f +0.008s
0.855+0.002 Di_f +0.007s
0.802+0.003 Di_f +0.008s
0.861+0.003 Di_f +0.003s
0.798+0.006 Di_f +0.010s
s
Ld
(7)
2.001 + 0.002 ˜ Di_f - 0.071 ˜ s + 0.037 ˜ j - 0.460 ˜ k
(8)
k
­
[
°pF _ actual
2
§1 Q
· 1 §1 Q 2
·
1
A
I
°
˜ ¨
Q
˜ ¨
Q I ¸
A ¸
2
2
°
EA ˜ E r ©1 QA
¹ EI ©1 QI
¹
°
®V r _ actual pF _ actual
°
E t 1 QA2
1 QA2
°V
V t ˜ E t pF ˜
˜
E
p
˜
˜
t
_
actual
t
F
_
actual
°
E r 1 QA2
1 QA2
°
¯
(9)
In detail it is possible to calculate the actual mean coupling pressure pF_actual by taking
into account the asymmetric shape of the hub (the shaft is always axially symmetric);
besides, it is possible to calculate the actual hoop stress t_actual on the coupling surface, and
therefore to evaluate the equivalent stress due to the assembly operation by applying the
Tresca or the Von Mises criterion (Eq. 10).
­V
V t _ actual V r _ actual V t _ actual pF _ actual
° eq _ Tresca
°
V t _ actual 2 V r _ actual 2 V r _ actual ˜ V t _ actual
®V eq _ VonMises
°
° V t _ actual 2 pF _ actual 2 pF _ actual ˜ V t _ actual
¯
216
(10)
Figure 6. The tools useful for the assembly and decoupling operation
Interference fit couplings: friction coefficients definition
Once the tensile state is completely and precisely defined, in order to calculate the axial
releasing force Fll (the fundamental design parameter) it is necessary to evaluate the static
coefficients of friction, in axial direction, ll between the mating materials. The coupling
process is a longitudinal compression-fit carried out by means of a standing press
(maximum static load equal to 250kN), as reported in Fig. (6). No heat expansion of the
hub is usually considered for the assembly operation. The knowledge of the most important
and significant parameters, which can influence and maximize the static friction
coefficients is strategic and important. After some screening tests [13], the appropriate
input factors and their levels were identified [14]: the presence of rust, because steering
pins are not immediately assembled and they may be stored in open metal boxes for some
days and, therefore, their surfaces might be covered by some rusted spots; the presence of
lubricating oil, because steering pins might be protected with a thin film of lubricating oil
before being assembled with forks; the resting time, because several authors [15] state that
the greatest static friction coefficient is reached some hours after the parts assembly. The
DOE method was applied in case of steering pins and forks made both of steel, both of
aluminium and in case of pins made of steel and forks made of aluminium. In order to
reduce the number of tests, two levels for each factor were chosen: low level (0) vs high
level (1). In case of rust and lubricating oil presence, low level means the lack of the factor,
while high level means the presence of the factor; in case of resting time the low level
implies that the pins are immediately disengaged from the forks after the insertion, while
the high level means that the resting time is, at least, equal to 72 h: a complete 23 factorial
plane was obtained. To reduce the influences of the noise and of any non investigated
factors, it was decided to repeat each test three times, for a total of 24 tests for each
coupling type, and to keep constant the coupling and decoupling speed rate (16mm/s), the
environment temperature and the shape of the coupling elements throughout the tests. The
experimental tests were randomized as a necessary condition for an accurate application of
217
the method. The DOE analysis was performed during both the coupling and the decoupling
phase in order to calculate also the sliding friction coefficient rl besides the static friction
coefficient ll for each of the three types of materials in contact. Thus, a total of six DOE
and six mathematical models were determined for each different friction coefficient, which
has been calculated by applying Eq. (11):
P rl,ll
Frl,ll
pF _ actual ˜ A
Frl,ll
pF _ actual ˜ S ˜ DF ˜ LF
(11)
LF is the coupling length, while Frl and Fll are the axial forces given by the standing press
during the coupling and decoupling phase, respectively. The actual pressure value has been
calculated by applying the previous expression (Eq. 9) and it has also been checked by
means of a strain gauge applied on the external surface of the fork (Fig. 6) which is able to
read the mono-axial hoop deformation (on the external surface the radial stress is equal to
zero): this methodology results very accurate as well demonstrated in [14, 16]. An example
of the coupling and decoupling run r (r within 0÷LF) is reported in Fig. (7). The axial
coupling force Frl results always lower than the axial releasing force Fll because the sliding
friction coefficient rl, which governs the coupling phase, is lower than the static friction
coefficient ll, which influences the peak releasing force. Once the 144 experimental tests
(3x23x6) have been performed, all the calculated friction coefficient have been analyzed by
applying the ANalysis Of VAriance (ANOVA) [6] in order to evaluate the significance of
each factor and its interactions and to identify what does impact on the friction coefficient
values. By means of the Statgraphics Plus software, the Fisher test (F-test) was executed
and Eqs. (12), (13) and (14) have been defined.
­P rl _ St -St = 0.144 - 0.032 ˜oil
®
¯P ll _ St -St = 0.168 + 0.026 ˜ time + 0.019 ˜ rust - 0.028 ˜oil
(12)
­P rl _ St -Al = 0.351- 0.302 ˜oil 0.110 ˜ rust ˜oil
®
¯P ll _ St -Al = 0.468 - 0.381˜ oil + 0.140 ˜ time ˜oil + 0.174 ˜ rust ˜ oil
(13)
­P rl _ Al -Al = 0.210 - 0.126 ˜oil
®
¯P ll _ Al -Al = 0.286 - 0.197 ˜ oil
(14)
218
Fll
Frl
Figure 7. An example of the coupling and decoupling run
Table 3. Friction coefficient in fork-pin compression fit couplings [14]
Dry (lubricated) surfaces [resting time>72h, no rust]
Steel-Steel
Steel-Aluminium Aluminium-Aluminium
rl
0.14 (0.11)
0.35 (0.05)
0.21 (0.08)
ll
0.19 (0.17)
0.47 (0.23)
0.29 (0.09)
rl/ ll %
74% (65%)
75% (22%)
73% (89%)
In case of steel–steel couplings the friction coefficients values, calculated by applying
Eqs. (12), are influenced by the main effect oil, that reduces both of them, whereas rusted
spots and resting time influence only the static friction coefficient by increasing it. In case
of steel–aluminium couplings, the friction coefficients values, calculated by applying Eqs.
(13), are influenced by the main effect oil, that reduces both of them, and by the interaction
rust-oil, that increases both of them, whereas the interaction time-oil influence only the
static friction coefficient by increasing it. Finally, in case of the aluminium–aluminium
couplings the friction coefficients values, calculated by applying Eqs. (14), are influenced
only by the main effect oil that reduces both of them. This occurrence may be explained
considering the corrosion resistance of the pins made of aluminium. For further details see
Ref. [14]. Friction coefficients in case of dry or lubricated surfaces (resting time greater
than 72h and rust absence) are reported in Tab. (3): the values of the sliding friction
coefficients are lower than the values of the static friction coefficients (their ratio is about
0.75 for dry surfaces), as widely demonstrated in literature and, particularly, in Refs [2,
15].
Interference fit couplings: recent improvements
The standard procedure to assembly the steering shaft and the fork is provided by a press fit
with a standing press. In order to guarantee the axial releasing force, high interferences are
used (up to Z=0.1mm with coupling diameters DF=30mm). This assembly condition could
produce a dangerous tensile state on the components, in particular referring to the fatigue
behaviour: the interference fit operation results in a stress concentration factor both on the
219
shaft and on the hub, according to [15, 17]. For these reasons the authors have evaluated
the possibility of realizing a hybrid joint (interference fit and adhesively bonded), by
applying anaerobic adhesive before the assembly operation [18]. This allows the reduction
of the amount of interference (Z=0.02÷0.05mm), and therefore the tensile field on the
components, by taking advantage of the adhesive strength. In fact, referring to the whole
coupling surface, the dry interference carries out about 20-30% of contact surfaces whereas
the anaerobic adhesive is able to fill the voids increasing the actual contact surface up to
100% [19]. The strength of hybrid joints is affected by various factors such as, for
example, the coupling pressure, the type and the way of assembling, the type of materials in
contact, the curing time and the curing methodology, the operating temperature and the
loading type [20, 21]: experimental tests have been performed in order to obtain the actual
mechanical performances of the joint. The total axial decoupling force Ftot can be evaluated
as the addition of the interference contribution Fll with the adhesive contribution Fad (Eq.
15).
Ftot
Fll Fad
P ll ˜ pF ˜ A W ad ˜ A
(15)
where ad is the adhesive static shear strength. Eq. (15) is effective if also ad is accurately
evaluated. Thus, a set of coupling and decoupling tests have been carried out: the shaft and
the hub fitted and adhesively bonded have been cured for 48 hours at 40°C. The static
strength of the adhesive Fad and its shear stress ad have been derived by Eq. (16) in which
the interference contribution Fll has been previously defined and the total axial decoupling
force Ftot is provided by the load cell of the standing press.
­Fad
°
®
W
°
¯ ad
Ftot Fll
Ftot P ll ˜ pF ˜ A
(16)
Ftot
P ll ˜ pF
A
The adhesive used is the Loctite® 648 type, whereas the surface cleaner is the
Loctite® 7061 type [22]. An example of the force trends plotted in function of the run
during the coupling and decoupling tests are reported in Fig. (8) (comparison between dry
and bonded surfaces). During the coupling phase (coupling speed always set at 16mm/s)
the adhesive does not act as a lubricant because the total axial coupling forces in the hybrid
joints (interference & adhesive) are always greater than those given by the dry interference
ones. Conversely during the decoupling phase the adhesive contribution is well highlighted
by the different maximum force of the curves. A strong correlation between the coupling
pressure pF and the adhesive shear stress ad (Eq. 16) has been observed: by increasing the
coupling pressure, the adhesive shear stress decreases with a power law (Eq. 17), in the
pressure range considered as reported in Fig. (9).
W ad
2680 ˜ pF1.55 ; pF  >[email protected]
(17)
Once the static strength has been defined some fatigue tests have been carried out with
the purpose of evaluating the residual strength of the joint at 106 tension-tension fatigue
cycle.
220
(a)
(b)
Figure 8. An example of the force trend during the coupling (a) and decoupling (b) process
As the interference contribution Fll is constant each specimen has been loaded with a
minimum force Fmin equal to the interference contribution and with a maximum force Fmax
equal to a percentage (within the range 25%÷50%) of the estimated static strength of the
adhesive, added to Fmin: an example of the fatigue cycles is reported in Fig. 10. In case of
surviving of the joint after 106 cycles the specimen has been disengaged and the axial
decoupling force Ftot_D_fatigue has been determined: the decrease of the adhesive strength
AD% and the residual strength of the adhesive AR% (Fig. 10) has been evaluated according
to Eq. 18. The residual strength decreases as the fatigue load amplitude increases [18, 19]:
the residual strength of the adhesive is 100% until the stress on the adhesive is lower than
25% of its static strength (Eq. 17). If the stress on the adhesive reaches the 50% of its static
strength (Eq. 17) the fatigue cycles disengage the specimens before 106 cycles, so that the
adhesive residual strength is equal to 0%. In conclusion, as a fatigue design rule, it is
possible to consider the following adhesive fatigue limit in case of interference fit and
adhesively bonded joints (Eq. 19).
W ad _10 6 | 0.25 ˜ W ad
0.25 ˜ 2680 ˜ pF1.55
221
(18)
Figure 9. The adhesive shear stress as a function of the coupling pressure
AD %
§Ftot_fatigue
· §F
·
P ll ˜ pF ¸ ¨ tot P ll ˜ pF ¸
¨
¹
© A
¹ © A
%
§Ftot
·
P
˜
p
¨
ll
F ¸
© A
¹
Ftot_fatigue Ftot
Ftot Fll
%
AR % = 1 - A D %
(a)
Figure 10. Example of fatigue cycles (a) and adhesive residual strength (b)
222
(19)
(b)
Figure 10. Example of fatigue cycles (a) and adhesive residual strength (b)
Bolted joints: structural optimization and tensile state definition
The design and the optimization of clamps, such as those reported in Fig. (11), are difficult
to carry out with theoretical formulas mainly because of the shape of the hub, which does
forbid to define easily the maximum bending stress. Our investigation was firstly referred
to eight different wheel clamps, five with 2 tightening bolts, according to [23], and three
with 1 tightening bolt. Secondly, the methodology was extended to the joint realised
between the fork and the leg outer tube (Figs. 1 and 11). The fundamental idea was to
define the structural behaviour of the clamp during the tightening phase. The aim is to find
the relationship between the bolt pretension load FV and the maximum bending stress by
means of the definition of a theoretical stress concentration factor Kt, which derives from
the presence of the bolts holes and spot facings. The Kt definition was obtained by
performing non-linear FEM analyses, in order to take into account the contact between the
external surface of the shaft and the internal surface of the clamp. Referring to Fig. (12),
five types of clamped joints with 2 tightening bolts, with the same slot width t (2mm) and
the same slot location e have been investigated. Conversely the clamps have spot facings
realised with different depth, in order to hide partially or fully the bolt head, and also
different distances v between the bolts axes. As deeply demonstrated in Ref. [23], the
clamp portion between the bolt axis and the G-G rectangular (bxh) cross section, according
to Fig. (12), is loaded by a bending stress. The maximum bending value is achieved in
correspondence of the G-G section. Thus, in order to reduce the tensile state and so
optimize the clamp, the section modulus Wb shall be increased by reducing the e distance.
The optimal location of the slot axis is when it matches the pin axis, because the section
modulus Wb grows up till its maximum convenient value [23]. The contour plots of the
FEM analyses are reported in Fig. (13) where different stress fields of the original and the
optimized clamp can be appreciated.
223
Figure 11. Example of clamps: wheel and fork clamp
Regarding the maximum stress produced by the spot facings perturbation located near the
coupling zone, the perturbation effects can be defined by comparing several non linear
FEM results (max_FEM) with the theoretical values (th) given by Eq. (20), in which a (Fig.
12) is the lever arm of FV, n the number of bolts and Wb the bending section modulus. The
first analyses regarded five wheel clamps with two bolts (n=2); later three more wheel
clamps with only one bolt (n=1) have been examined. A stress concentration factor Kt_W
(Eq. 21) has been calculated and related to some geometrical parameters, which could
influence the perturbation. Referring to Fig. (12), Kt_W is influenced by the spot facings
diameter ds-f (depending on the bolt type), by the spot facing height hs-f, by the distance a
between the bolt axes and the G-G cross section, and, finally, by the bolt axes distance v. A
parametric analysis has been performed on the five different types (five groups) of clamped
joint with two bolts and with the optimal slot position. The two dimensionless parameters j1
and j2 (Eq. 22) have been therefore changed on three levels within their acceptable or
conventional ranges.
Figure 12. Geometrical dimensions and parameters of the clamp
224
Figure 13. Von Mises contour plots of the original and optimized wheel clamp
n ˜ FV ˜ a
Wb
V th
(20)
V max_ FEM
V th
Kt _ W
j1
n ˜ FV ˜ a ˜ 6
b ˜ h2
hs f
h
j2
(21)
a
d s f
(22)
j1 is the ratio between the spot facing height hs-f and the total cross section height h,
while j2 is the ratio between the distance a and the spot facing diameter ds-f. Each different
group was realised with two different bolt types (M6 and M8) and with three different j1
and j2 parameters values, obtained by changing hs-f and a. The present discrete
parameterization (18 combination of parameters for each of the 5 groups) covers the most
frequent or conventional production range. Hence 90 different geometries were realised
and 90 non-linear FEM analyses were performed. As the trend of the Kt_W values is similar
and almost linear they have been interpolated with a first order function depending on j1
and j2. Five different equations have been determined for each group of clamped joints with
the M6 and the M8 bolt type. The total of 10 equations are able to interpolate the
theoretical stress concentration factor values with errors that are always lower than 5%. All
the Kt_W planes for two bolts have a similar trend and moreover they are very close to each
other. The difference between the planes position is due to the different distance between
the bolt axes v: more in detail the upper plane, which is the plane with the highest Kt_W
values, has the shorter bolt distance v. In order to define an overall mathematical function
for Kt_W it was decided to introduce also the j3 dimensionless parameter (Eq. 23) obtaining a
unique expression. Therefore two different mathematical models have been determined
(Eq. 24): the first is suitable for the M6 bolt type while the second for the M8. The errors
between the FEM values of Kt_W and the proposed ones given by Eq. (24) are always lower
than 10% for all the clamped joints under investigation.
j3
v
d s f
(23)
225
­K t _ W _ 2Bolts _ M 6
®
¯K t _ W _ 2Bolts _ M 8
2.438 0.548 ˜ j1 1.131 ˜ j 2 0.393 ˜ j 3
4.085 1.590 ˜ j1 3.308 ˜ j 2 1.024 ˜ j 3
(24)
The same procedure has been applied also to the three groups of wheel clamp with
only one bolt (M8). The chosen dimensionless parameters, according to Fig. (12), are j1
(Eq. 22), j4 and j5 (Eq. 25). The overall mathematical function for Kt_W in case of clamps
with one bolt is reported in Eq. (26).
j4
a
b
j5
d s f
(25)
b
K t _ W _1Bolt _ M 8
2.982 1.839 ˜ j1 9.749 ˜ j 4 1.373 ˜ j 5
(26)
j4 is the ratio between the distance a and the clamp width b, while j5 is the ratio between the
spot facing diameter ds-f and the clamp width b. The total number of FEM analyses
performed in this case is equal to 81 (34) as we considered a combination of the three
parameters j1, j4 and j5 on three levels (33) for the three different clamp groups (33·3=34).
Errors between the FEM values of Kt_W and the proposed ones given by Eq. (26) are always
lower than 5% for all the clamped joints under investigation. Thus the maximum stress in
wheel clamps (max_W) can be easily computed by multiplying the De Saint Venant
theoretical stress th, Eq. (20), by the ad hoc stress concentration factor Kt_W value, in order
to obtain the design formulae reported in Eq. (27), where n (1 or 2) stands for the number
of bolts and i (6 or 8) for the bolt diameter.
V max_ W
K t _ W _ nBolt _ Mi ˜ V th
K t _ W _ nBolt _ Mi ˜
n ˜ FV ˜ a ˜ 6
b ˜ h2
(27)
Finally, according to [23, 24] the mean coupling pressure pF can be computed by
applying Eq. (28), based on the cantilever scheme proposed in Fig. (14). The first support
(B) is located on the pin apex, while the second support (A) is located behind the coupling
region, where Finite Elements Analyses reveal the stress is equal to zero. The support A
position can be evaluated considering that the distance l1 between the two supports is
always within the range 0.9·Df ÷1.1·Df.
FV ˜ l 2
pF
FB ˜ l1 Ÿ FB
FB
Df ˜b
FV ˜ l 2
l1
(28)
FV ˜ l 2
l1 ˜ D f ˜ b
226
Figure 14. Cantilever scheme to evaluate the mean coupling pressure pF
The same methodology was also applied to investigate the clamped joint between forks
and the leg outer tube (Figs.1 and 15). Six different groups of fork clamps were studied:
three with one bolt and three with two bolts. The chosen dimensionless parameters are, in
this case, j1 (Eq. 22), j6, j7 and j8 (Eq. 29). Six groups were therefore created and analyzed,
every one with three different levels of each parameter, to obtain also for these geometries
an appropriate stress concentration factor expression (Eq. 30).
j6
a
c
j7
b
d s f
j8
v
d s f
(29)
K t _ F _1Bolt
3.330 2.404 ˜ j1 1.444 ˜ j 6 1.047 ˜ j 7
K t _ F _ 2Bolts
3.608 1.481 ˜ j1 1.384 ˜ j 6 1.280 ˜ j 8
(30)
j6 is the ratio between the distance a and the distance c, j7 is the ratio between the
clamp width b and the spot facing diameter ds-f and j8 is the ratio between the distance v and
the spot facing diameter ds-f. The total number of FEM analyses performed in this case is
equal to 54 as we considered a combination of three parameters (j1, j6 and j7 in case of one
bolt, j1, j6 and j8 in case of two bolts) on three levels, for two different clamp groups
(33·2=54). Discrepancies between the FEM values of Kt_F and the proposed ones given by
Eq. (30) are always lower than 5% for all the clamped joints under investigation. Thus the
maximum stress in fork clamps (max_F) can be easily computed by multiplying the De Saint
Venant theoretical stress th, Eq. (20), by the ad hoc stress concentration factor Kt_F value
(Eq. 30), in order to obtain the design formulae reported in Eq. (31), where n (1 or 2)
stands for the number of bolts.
V max_ F
K t _ F _ nBolt ˜ V th
K t _ F _ nBolt ˜
n ˜ FV ˜ a ˜ 6
b ˜ h2
(31)
Some experimental tightening tests performed on the components under investigation
have recently confirmed the proposed results. In Fig. (16) a comparison between FEM
prediction and the actual broken section is reported.
227
Figure 15. Geometrical dimensions and parameters of the fork clamp
Figure 16. Comparison between numerical and experimental results
3. FRONT SUSPENSION DESIGN© SOFTWARE
All the proposed design formulae presented in this paper have been implemented into an
innovative software, Front Suspension Design©, realised in Visual Basic programming
language, with the aim of designing and verifying the main components and joints of the
front motorbike suspension. As a matter of fact the software is useful to design or to verify,
in a guided way, the basic elements and the fundamental couplings of the front motorbike
suspension, in a very short time, and without applying FEM analyses or experimental tests
anymore. The input windows (Figs. 17 and 19) have to be filled with the geometrical
parameters and with the information about the materials, the surface finishing, and the
production/assembly conditions. The output windows (Figs. 18 and 20) show all the project
parameters calculated and provided by the program. In detail, concerning the interference
fit couplings, the program provides the maximum and the minimum value of the
interference, the maximum and the minimum value of the axial releasing force, the ISO
Standard suggested coupling, the maximum stress in the coupling, and safety coefficients
referred to the yield and ultimate points: at any time it is possible to perform the calculation
by applying the proposed mathematical models or the theoretical formulae.
228
229
Figure 17. Input windows for interference fit couplings
Concerning the clamped joints definition, the program provides the maximum actual stress
on the clamp, the mean coupling pressure between the shaft and the hub, and the safety
coefficients referred to the yield and ultimate points. Front Suspension Design© can be
successfully used for every type of material combination, as the friction coefficient
equations are included: it is, therefore, possible to complete the design of the front
motorbike suspension in a guided way and in a very short time.
230
Figure 18. Output window for interference fit couplings
Figure 19. Input window for wheel clamped joints
231
Figure 20. Output window for wheel clamped joints
4. CONCLUSIONS
This paper deals with the structural design and optimization of front motorbike
suspensions. Two different types of shaft-hub couplings have been taken into account: the
interference-fit coupling between the fork and the steering shaft and the clamped joint
between the leg and the wheel pin and between the fork and the leg. Different fork and leg
geometries have been analysed in light of some fundamental design parameters. The
analytical study has been supported by several numerical analyses and experimental tests,
since all the coupling geometries are not axial symmetric and therefore the theoretical
formulae provide unacceptable errors. The numerical results have been compared with the
theoretical values in order to define some coefficients that are able to correct the Thick
Walled Cylinders theory and the De Saint Venant formulae. A detailed Design of
Experiment has been also applied in order to define the static and sliding coefficients of
friction in the interference couplings for different types of materials combinations: steelsteel, steel-aluminium, and aluminium-aluminium. The new developed models are useful to
optimize and to verify the basic components and the fundamental types of couplings of
front motorbike suspensions without performing any complex numerical analysis. The
effectiveness of the models has been proved by several experimental tests carried out in
cooperation with Paioli Meccanica S.p.A, which produces front motorbike suspensions.
The results have been implemented in an innovative software (Front Suspension Design©)
realized by the authors via Visual Basic programming language. This software can be used
for designing or comparing different geometries and materials combinations.
REFERENCES
[1] Cossalter, V., 2006. Motorcycle Dynamics, 2nd ed. LULU Publisher.
[2] Kollmann, F.G., 1984. Welle-Nabe Verbindungen. Konstructionsbucher Bd.32. Springer (Berlin).
[3] Timoshenko, S.P., Woinowsky-Krieger, S., 1959. Theory of Plates and Shells. McGraw Hill
(London).
232
[4] Croccolo, D., Vincenzi, N., 2009. “A generalized theory for shaft-hub couplings”. Proceedings of
the Institution of Mechanical Engineers, Part C: Journal of Mechanical Engineering Science 223 (10)
2231-2239.
[5] Poles, S., 2006. “Design of experiments”. Newsletter Engine-Soft 4, 22–25.
[6] Montgomery, D. C., 2001. Design and Analysis of Experiment, 5th ed. Wiley (New York).
[7] DIN 7190, 2001. Interference fit – calculation and design rules.
[8] UNI EN ISO 4287, 2002. Geometrical product specifications (GPS). Surface texture: Profile
method. Terms, definitions and surface texture parameters.
[9] NF E22-620, 1984. Assemblage frettes sur portee cylindrique: fortion, realisation, calcul.,
AFNOR, Paris la defense.
[10] Yang G.M., Coquille J.C., Fontaine J.F., Lambertin, M., 2001. “Influence of roughness on
characteristics of tight interference fit of a shaft and a hub”. International Journal of Solids and
Structures 38 7691-7701.
[11] Yang G.M., Coquille J.C., Fontaine J.F., Lambertin, M., 2002. “Contact pressure between two
rough surfaces of a cylindrical fit”. Journal of Materials Processing Technology 123 490-497.
[12] Croccolo, D., Cuppini, R., Vincenzi, N., 2007. “The design and optimization of fork-pin
compression coupling in front motorbike suspension”. Finite Elements in Analysis and Design 43
977-988.
[13] Croccolo, D., Reggiani, S., 2002. “Modello matematico del coefficiente di attrito in
accoppiamenti stabili”. Tecniche Nuove 1 45-55.
[14] Croccolo, D., Cuppini, R., Vincenzi, N., 2008. “Friction coefficient definition in compression fit
couplings applying the DOE method”. Strain 44 170-179.
[15] Niemann, G., Winter, H. and Hohn, B.R., 2005. Maschinenelemente Bd. I. Springer-Verlag
(Berlin).
[16] Croccolo, D., Cuppini, R., 2006. “A methodology to estimate the adhesive bonding defects and
the final releasing moments in conical joints based on the acoustic emissions technique”.
International Journal of Adhesion and Adhesives 26 (7) 490-497.
[17] Croccolo, D., Vincenzi, N., 2009. “Stress concentration factors in compression fit couplings”.
Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part C: Journal of Mechanical Engineering
Science In press, DOI: 10.1243/09544062JMES1881.
[18] Croccolo, D., Cuppini, R., Vincenzi, N., 2008. “The adhesive residual stress of press fit and
adhesively bonded cylindrical joints loaded with a tension tension fatigue cycle”. Euradh 2008 Adhesion '08 Tenth International Conference on the Science and Technology of Adhesion and
Adhesives - 03/05 September 2008 - St. Catherine College, Oxford, UK - pp. 277-281.
[19] Sekercioglu T., Gulsoz A., Rende H., 2005. “The effects of bonding clearance and interference
fit on the strength of adhesively bonded cylindrical components”. Material and Design 26 377-381.
[20] Sekercioglu T., 2005. “Shear strength estimation of adhesively bonded cylindrical components
under static loading using the genetic algorithm approach”. International Journal of Adhesion and
Adhesives 25 352-357.
[21] Dragoni E., Mauri P., 2000. “Intrinsic static strength of friction interfaces augmented with
anaerobic adhesives”. adhesively bonded cylindrical components under static loading using the
genetic algorithm approach”. International Journal of Adhesion and Adhesives 20 315-321.
233
[22] Loctite Worldwide Design Handbook 1995.
[23] Croccolo, D., Cuppini, R., Vincenzi, N., 2009. “Design improvement of clamped joints in front
motorbike suspension based on FEM analysis”. Finite Elements in Analysis and Design 45 406-414.
[24] Beitz, W., Grote, K.H., 1997. Dubbel, Taschenbuch fur den Maschinenbau, 19 Auflage, Springer
(Berlin).
234
CONCENTRAZIONI DI TENSIONE NEGLI INTAGLI
PERIODICI: ANALISI CRITICA DEL METODO DI
NEUBER
Eugenio Dragoni
Dipartimento di Scienze e Metodi dell’Ingegneria,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: [email protected]
Davide Castagnetti
Dipartimento di Scienze e Metodi dell’Ingegneria,
Università di Modena e Reggio Emilia, Italia
E-mail: davide.c[email protected]
Sommario. Il lavoro riguarda le concentrazioni di tensione prodotte da intagli periodici
(ossia ripetuti con regolarità) in solidi elastici variamente caricati. Si esamina criticamente
il criterio di Neuber che riconduce gli effetti dell'intaglio periodico a quello dell'intaglio
singolo di profilo similare ma meno profondo. Il criterio fa dipendere il coefficiente
correttivo della profondità dal solo rapporto tra profondità originaria e passo della
schiera di intagli, prescindendo dalla forma. Elaborando risultati di letteratura su intagli
periodici in barre tonde e nastri piani soggetti a torsione o tiro assiale, il lavoro conferma
la validità della teoria di Neuber solo per il caso ideale da lui studiato di intaglio acuto e
superficiale, soggetto a tensioni tangenziali. Per intagli reali, con ampio raggio di fondo e
profondità finita, l’accuratezza è scadente, soprattutto in presenza di tensioni normali. Si
osserva però che, previa ridefinizione del fattore di profondità e distinguendo tra intagli
soggetti a tensioni tangenziali o a tensioni normali, il criterio produce previsioni molto
attendibili ed assume grande utilità pratica.
Parole chiave: intaglio periodico, concentrazioni di tensione, metodo di Neuber
1. INTRODUZIONE
Nella sua celebre opera sulle tensioni negli intagli, Neuber [1] riconduce la concentrazione
di tensioni dell’intaglio periodico a quella dell’intaglio singolo di geometria analoga, ma
meno profondo (Fig. (1)). La profondità dell'intaglio singolo equivalente è legata a quella
originaria tramite il coefficiente correttivo, J (curva a di Fig. (2)), funzione del rapporto
tra profondità, t, e passo, P, della schiera di intagli
( P t ) Tgh (
t P )
(1)
La validità di questo criterio, dedotto analiticamente per intagli periodici acuti al bordo
di un semipiano elastico soggetto a tensioni tangenziali, è stato estesa acriticamente da
Neuber stesso [1] e da altri [2] ad intagli qualunque soggetti ad ogni tipo di sollecitazione.
235
Tale estensione mira a rendere utilizzabile per l’intaglio ripetitivo (filettature, alberi
scanalati, gole a labirinto) la quantità di informazioni disponibili sull’intaglio singolo [3,4].
Benché attraente per eleganza, generalità e semplicità applicativa, la procedura di
Neuber delude dal punto di vista quantitativo. A dispetto dei riscontri positivi citati in [2], il
suo impiego indiscriminato sovrastima spesso (e di molto) la sollecitazione. Ad esempio,
per il semipiano teso parallelamente al bordo, munito di intagli semicircolari distanti tra
loro 2.5 volte il raggio, la procedura prevede una concentrazione di tensioni pari a 2.7,
contro il valore esatto 1.8 reperibile in letteratura [3,5].
Muovendo da questo divario, gli autori hanno condotto una serie di indagini numeriche
[6-8] volte a verificare l’attendibilità del metodo di Neuber. Il presente lavoro riassume i
risultati di quelle ricerche e propone correzioni all’espressione (1) del coefficiente
correttivo di profondità al fine di conservare il concetto di equivalenza proposto da Neuber.
La presentazione è divisa in tre parti, relative alla verifica del metodo nei seguenti casi:
1) intaglio ideale (acuto e superficiale) soggetto a tensioni tangenziali (caso esaminato da
Neuber); 2) intaglio reale (raccordato e profondo) soggetto a tensioni tangenziali; 3)
intaglio reale (raccordato e profondo) soggetto a tensioni normali. Si dimostra che il
metodo di Neuber risulta applicabile integralmente (con il coefficiente J fornito dalla (1))
solo nel caso 1. Nei casi 2 e 3, il principio di corrispondenza tra intaglio periodico e
intaglio singolo può essere conservato a condizione di modificare l’espressione di J e
distinguendo tra intagli soggetti a tensione tangenziale oppure normale.
2. INTAGLIO IDEALE SOGGETTO A TENSIONI TANGENZIALI (NEUBER)
Questa sezione esamina il caso ideale, trattato analiticamente da Neuber in [1], di intaglio
periodico acuto (raggio di fondo molto piccolo rispetto alla profondità), superficiale
(profondità molto piccola rispetto alle dimensioni del solido), soggetto a tensioni
tangenziali. I risultati presentati sono tratti dal lavoro di Dragoni [7].
V
V
P
Kt V
t
V
Kt V
t*=Jt
V
Figura 1. Equivalenza simbolica tra intaglio
periodico e intaglio singolo ai fini della
concentrazione di tensioni.
236
Figura 2. Andamento del coefficiente
correttivo della profondità in funzione della
profondità relativa dell’intaglio periodico
(curva a = teoria di Neuber [1])
Metodo
Per riprodurre la situazione di Neuber, si è fatto riferimento alla torsione di una barra con
scanalature longitudinali avente la sezione di Fig. (3). Il bordo della sezione è interessato
da una schiera di intagli ad U con raggio di fondo U, profondità t e disposti con passo P
sulla circonferenza di raggio R. La condizione di intaglio superficiale è ottenuta scegliendo
il raggio esterno R molto più grande (circa 1000 volte) della profondità t. Nell’esplorazione
parametrica della geometria, si varia il rapporto U /t tra 0.2 e 1, con passo 0.2, ed il rapporto
t /P tra circa 0 (un solo intaglio) e 2, con passo 0.1/0.2 . Il rapporto U /t riassume il profilo
del singolo intaglio mentre il rapporto t /P misura l’accostamento relativo della schiera.
Benché le geometrie esaminate prevedano raggi di intaglio abbastanza grandi in rapporto
alla profondità (valore minimo di U /t = 0.2), il caso ideale di raggio tendente a zero (come
previsto da Neuber) è ottenuto virtualmente con il ragionamento esposto nella sezione 2.2 .
Per l’analisi delle tensioni torsionali nella sezione di Fig. (3), in [7] si sfrutta l’analogia
formale esistente tra il problema torsionale originario ed un problema termico ausiliario
riguardante il dominio piano con lo stesso profilo della sezione. In breve, il mantenimento a
temperatura nulla del bordo del dominio, sede di un opportuno carico termico fittizio ed
avente una precisa conducibilità termica fittizia, porta ad una distribuzione interna di flussi
termici riconducibili alle tensioni tangenziali di origine torsionale. I dettagli del
procedimento, con le espressioni delle condizioni termiche fittizie che rispettano l’analogia
termo-elastica, sono descritti in [7].
Strumento di analisi è il codice commerciale BEASY (versione 5.0), basato sul metodo
degli elementi al contorno [9] e dotato di un modulo specifico per analisi termiche
stazionarie. Per ragioni di simmetria, il modello computazionale si limita al settore Oabc di
Fig. (3), con condizioni di adiabaticità (componente radiale nulla delle tensioni tangenziali)
sui raggi Oa e Oc e di temperatura nulla sul bordo esterno abc.
Mt
Figura 3. Sezione trasversale di barra
scanalata soggetta a torsione.
Figura 4. Risultati numerici per il fattore di
concentrazione delle tensioni normalizzato
nella barra di Fig. (3).
237
Le tensioni massime, W max , determinate numericamente sono convertite nel fattore di
concentrazione delle tensioni, Ktp, così definito
max
K tp
(2)
n
dove W n è la tensione nominale calcolata come rapporto tra la coppia torcente, Mt, applicata
al solido ed il modulo di resistenza della sezione piena (non intagliata) di raggio R.
Risultati e discussione
Tutte le analisi effettuate hanno portato al rilevamento del massimo flusso termico
(massima tensione tangenziale) in corrispondenza del fondo dell’intaglio (punto c in Fig.
3). I risultati complessivamente ottenuti sono raccolti in forma normalizzata nel diagramma
di Fig. (4). La normalizzazione è compiuta rapportando il fattore di concentrazione delle
tensioni per l’intaglio periodico, Ktp (Eq. (2)), al fattore di concentrazione delle tensioni per
l’intaglio singolo superficiale di ugual profilo, Kts . Quest’ultimo è stato calcolato con la
seguente formula, empirica ma accurata, presa dalla letteratura [10]
K ts
K ts t 1 t 0.556
(3)
L’esame di Fig. (4) rivela innanzi tutto che i risultati normalizzati tendono all’unità al
tendere a zero dell’ascissa t /P, nel qual caso l’intaglio periodico tende alla configurazione
di intaglio singolo. Poichè la base (3) adottata nella normalizzazione proviene da fonte
indipendente, questo risultato è indice di buona qualità delle analisi computazionali. Un
altro aspetto notevole che risalta dalla Fig. (4) è la sostanziale indipendenza della
distribuzione normalizzata dal rapporto U /t . Ammettendo che l’influenza di questo
parametro sia nulla anche al di fuori del campo di valori (0.21) esaminato, si può scrivere
Ktp
f t P Kts
(4)
dove f è la funzione descritta implicitamente dalla catena di punti in Fig. (4).
In base al criterio di Neuber, illustrato simbolicamente in Fig. (1), il fattore di
concentrazione delle tensioni per l’intaglio periodico superficiale si ottiene dalla (3)
sostituendo t con t* = J t
Ktp { Kts t 1 t 0.556
(5)
L’inserimento di (3) e (5) nella (4) conduce all’espressione
1 t 1 t 0.556
0.556
238
f t P (6)
Figura 5. Confronto tra risultati numerici
(pallini) e teoria (linea continua) per il
coefficiente correttivo della profondità
dell’intaglio acuto e superficiale.
Figura 6. Profilo longitudinale di barra
assialsimmetrica con gole periodiche
soggetta a torsione.
la quale, valutata per la condizione limite di intaglio acuto (t /U o f), diventa
^ f t P `1 0.556
(7)
Ricavando i valori di f (t /P) dai punti di Fig. (4) e calcolando J con la (7), si ottiene la
punteggiata di Fig. (5). Il confronto di questi risultati con il grafico di J proposto da
Neuber (curva a di Fig. (2), riprodotta a linea continua in Fig. (5)) mostra un ottimo
accordo con le deduzioni analitiche di Neuber nelle medesime condizioni di intaglio acuto
(t /U o f) e superficiale (t /R o 0), soggetto a tensioni tangenziali. Questa conclusione
rappresenta il principale risultato di questa sezione. Quanto l’espressione originale (1) di
Neuber per il coefficiente J sia capace di prevedere la concentrazione di tensioni
tangenziali per intagli meno acuti (t /U o 1) e più profondi (t /R o 1), sarà discusso nella
prossima sezione.
3. INTAGLIO REALE SOGGETTO A TENSIONI TANGENZIALI
Rispetto al caso ideale appena discusso, questa sezione conserva le condizioni di carico
(tensioni tangenziali) ma abbandona le semplificazioni geometriche. L’intaglio acuto e
superficiale è sostituito da un intaglio con ampio raggio di fondo (confrontabile con la
profondità) e di profondità finita (confrontabile con le dimensioni del solido). I risultati
presentati sono tratti dai lavori di Dragoni [7] e di Castagnetti e Dragoni [8] .
Metodo
Le configurazioni esaminate sono due: la barra prismatica con la sezione di Fig. (3) e la
barra circolare con gole anulari avente il profilo longitudinale di Fig. (6), entrambe
239
soggette a torsione. Per la geometria ed il metodo di analisi della barra in Fig. (3) si è già
detto nella sezione 2. Per la barra di Fig. (6) si esplorano tutte le geometrie ottenute
variando il rapporto U /t tra 0.2 e 1, con passo 0.2, il rapporto t /P tra circa 0 (un solo
intaglio) e 2, con passo 0.1/0.2, ed il rapporto d /U secondo la serie 5, 25, 100.
Anche per l’analisi delle tensioni torsionali nella barra di Fig. (6), Castagnetti e
Dragoni in [8] utilizzano un metodo numerico basato su analogia termica. In questo caso
l’analogia riconduce la torsione del solido assialsimmetrico alla conduzione di calore
planare in una lastra omogenea di spessore variabile. La lastra possiede, in pianta, lo stesso
profilo della sezione meridiana della barra assegnata (Fig. (6)) ed il suo spessore nel punto
generico è proporzionale al cubo del raggio (distanza dal bordo corrispondente
all’originario asse di simmetria) in quel punto. A differenza del caso precedente, non esiste
calore diffuso nel volume e la lastra mantiene inalterato il flusso complessivo di calore in
direzione assiale. Le tensioni torsionali in ogni punto della barra sono date dal prodotto tra
il raggio ed il gradiente termico nel punto omologo della piastra, secondo la procedura
commentata dettagliatamente in [8].
Strumento di analisi è il codice commerciale agli elementi finiti LUSAS (versione
13.4), munito di elementi termici e capace di assegnare spessore variabile ai domini
bidimensionali secondo qualunque legge definita dall’utente. In virtù della simmetria, i
modelli termici riguardano la sola regione abcde di Fig. (6), con temperatura assegnata su
ab e cd, condizioni di adiabaticità su bc e aed e spessore variabile con legge cubica da bc
(spessore nullo) verso aed.
Per ogni geometria, il fattore di concentrazione delle tensioni è valutato con la (2), in
cui la tensione nominale, W n, è calcolata come rapporto tra la coppia torcente applicata al
solido, Mt, ed il modulo di resistenza della sezione di gola (ab in Fig. (6)).
Risultati e discussione
Per la barra di Fig. (3), la Fig. (7) confronta il fattore di concentrazione di tensione
numerico [7] con le previsioni ottenute applicando integralmente il metodo di Neuber. Ai
fini dell’applicazione del metodo, il fattore di concentrazione di tensione per l’intaglio
singolo è stato calcolato inserendo nella (3) la profondità ridotta t* = J t , con J fornito dalla
(1). Le differenze tra i risultati sono notevoli, con le previsioni di Neuber sistematicamente
in eccesso rispetto ai valori computazionali (da ritenersi esatti). L’errore percentuale
massimo rispetto a questi ultimi raggiunge il 100 % per gli intagli più ravvicinati
(t /P elevato). Si percepisce inoltre la dipendenza di Ktp dal parametro U /t, implicita nella
(6) ed assente solo per l’intaglio acuto (Eq. (7)).
La Fig. (8) mostra che la correlazione può essere migliorata euristicamente
conservando il concetto di Neuber (coefficiente J funzione della sola profondità relativa
t /P) ed adottando per J , invece della (1), la seguente espressione
( P 2
t ) Tgh (2
t P )
(8)
descritta dalla curva b di Fig. (2). Il fattore 2 che ora compare nella (8) è stato ottenuto con
una procedura di ottimizzazione volta a minimizzare l’errore tra le previsioni del metodo e
valori numerici. L’errore massimo in Fig. (8) scende in questo caso al 10 %.
240
K tp
K tp
3.5
3.5
Neuber, Eq. (1)
Risultati numerici [7]
3.0
Equazione (8)
Risultati numerici [7]
3.0
2.5
2.5
2.0
2.0
1.5
1.5
1.0
1.0
1.5
1.5
1.0
1.0
t /P 0.5
0.0 0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
t /P 0.5
1.0
U/t
Figura 7. Confronto tra risultati numerici e
previsioni di Neuber (J da Eq. (1)) per la
concentrazione di tensioni nell’intaglio di
Fig. (3).
0.0 0.0
0.2
0.4
0.6
0.8
1.0
U/t
Figura 8. Confronto tra risultati numerici e
nuova interpolazione (J da Eq. (8)) per la
concentrazione di tensioni nell’intaglio di
Fig. (3).
Analogo confronto è mostrato in Fig. (9) per la barra con gole circonferenziali di
Fig. (6). I risultati numerici in Fig. (9) derivano dalle analisi descritte nella sezione 3.1 . Le
previsioni teoriche sono ottenute inserendo nell’espressione empirica proposta da [10] per
l’intaglio singolo la profondità di intaglio, t* = J t, corretta con il coefficiente J dato dalla
(8). Anche in questo caso l’accordo tra le serie di valori è ottimo, con una deviazione tra
risultati numerici e valori teorici inferiore al 4 %. Esprimendo il coefficiente di profondità
mediate l’espressione originale di Neuber (1), si perverrebbe invece ad uno scostamento tra
risultati numerici e stime teoriche spesso superiore al 100 %.
I risultati di questa sezione confermano la possibilità di applicare il principio di Neuber
agli intagli periodici esaminati, a condizione di esprimere il coefficiente di profondità J con
la nuova funzione (8). Quest’ultima espressione si presenta come relazione generale di
corrispondenza tra intaglio periodico ed intaglio singolo, muniti di geometria realistica
(raggio e profondità di intaglio finiti) e sottoposti a tensioni tangenziali.
4. INTAGLIO REALE SOGGETTO A TENSIONI NORMALI
Questa sezione considera situazioni di intaglio reale (raggio di fondo e profondità a
piacere) come nella sezione precedente e sostituisce la sollecitazione tangenziale con
tensioni normali. Si tratta di condizioni diverse in ogni aspetto dalle ipotesi assunte da
Neuber nella sua storica trattazione [1]. I risultati esposti sono tratti dal lavoro di Dragoni
[6].
Metodo
La Fig. (10) illustra la geometria generale degli intagli considerati e la condizione di carico
ipotizzata. Per chiarezza grafica, il disegno si riferisce al caso di nastri piani di larghezza
netta (ossia misurata alla radice dell’intaglio) pari a d. Lo studio comprende però anche
241
Ktp
Equazione (8)
Risultati numerici [8]
Vn
U
P
d /U =100
=25
Z
e
d
a
b
c
t
=5
Vn
d
Figura 9. Confronto tra risultati numerici e nuova
interpolazione (J da Eq. (8)) per la concentrazione
di tensioni nell’intaglio di Fig. (6).
Figura 10. Geometria di intaglio
periodico soggetto a sforzo assiale.
barre assialsimmetriche caricate assialmente, per le quali la dimensione d assume il
significato di diametro di fondo gola.
Ogni geometria particolare in Fig. (10) è individuata dai quattro parametri
adimensionali Z, U /t, t /d e t /P. Di questi, i primi due fissano la geometria base dell'intaglio,
il terzo ne esprime la profondità relativa rispetto al solido, il quarto definisce la periodicità
della schiera di intagli. Le analisi sono state condotte su intagli definiti dalle
combinazioni Z = 0°, 60°,120°, U /t = 0.2, 0.4, ... ,2, t /P = 0.01, 0.2, 0.4, ... , 2 e
t /d = 0.01, 0.05, 0.1, 0.2, 0.5, 1, per un totale di circa 1 000 geometrie. Per ogni geometria
base (Z e U /t) e profondità di intaglio (t /d), col valore t /P = 0.01 si è inteso riprodurre la
situazione di intaglio singolo, verificata esattamente per t /P o 0. Analogamente, per ogni
profilo della schiera (Z, U /t e t /P), col valore t /d = 0.01 si è voluto simulare la condizione
di semipiano intagliato (intaglio superficiale), realizzabile teoricamente solo per t /d o 0.
Per l’analisi delle tensioni nell’intaglio, [6] utilizza il codice commerciale BEASY,
fondato sulla tecnica degli elementi al contorno. Sfruttando le simmetrie geometriche e di
carico nonchè la ciclicità dell'intaglio, ogni analisi riguarda il modello ridotto abcde (area
tratteggiata in Fig. (10)), delimitato da un piano (o asse di simmetria) verticale e da due
piani orizzontali. Il modello è vincolato fissandone la base inferiore e caricato assegnando
uno spostamento unitario alla sua base superiore. Attraverso un codice appositamente
sviluppato, la risposta in tensione fornita da BEASY è stata poi elaborata per calcolare il
fattore di concentrazione delle tensioni, Ktp, secondo la definizione seguente
Ktp
max
n
242
(9)
dove Vmax è la tensione massima registrata alla base dell’intaglio e Vn è la tensione media
calcolata sulla sezione netta del solido.
Risultati e discussione
Il diagramma prospettico di Fig. (11a) riporta il fattore di concentrazione delle tensioni per
il caso più significativo di intaglio periodico superficiale (t /d = 0) con profilo ad U
(Z = 0°), confrontando i valori numerici di [6] con le previsioni originali di Neuber. Per
effettuare la previsione, la profondità dell' intaglio periodico è stata dapprima corretta con il
coefficiente J dato dalla (1). In base alla nuova profondità, t* = J t, il fattore di
concentrazione delle tensioni è stato poi calcolato usando le espressioni accurate fornite da
Kato [10] per questa tipologia di intagli.
Con la sola ovvia eccezione rappresentata dall'intaglio singolo (t /P | 0), la
Figura (11a) mostra una notevole discordanza tra le previsioni di Neuber ed i valori
numerici. In linea con quanto osservato nell'Introduzione, il procedimento di Neuber
sovrastima sempre la sollecitazione con errori che superano il 100 %. Un attento esame del
diagramma mostra però che, per ogni fissato valore di t /P, le previsioni di Neuber ed i
risultati numerici stanno tra loro all'incirca nello stesso rapporto, indipendentemente dal
valore di U /t. Ciò suggerisce di conservare anche in questo caso il valore concettuale del
metodo, correggendone l'aspetto quantitativo attraverso la ridefinizione del coefficiente di
profondità J.
Con una procedura di ottimizzazione simile a quella descritta nelle sezione precedente,
si trova che la seguente espressione del coefficiente correttivo della profondità
( P 3
t ) Tgh (3
t P)
Ktp
(10)
Ktp
Neuber, Eq. (1)
t
Equazione (10)
U
Risultati num. [6]
t /P
P
Risultati num. [6]
t /P
U /t
U /t
(a)
(b)
Figura 11. Confronto tra risultati numerici [6] e previsioni teoriche per la
concentrazione di tensioni nel semipiano con intagli a U in trazione.
Coefficiente J da Eq. (1) (caso a) e da Eq. (10) (caso b).
243
porta alla incoraggiante correlazione di Fig. (11b), contraddistinta da errori relativi mai
superiori al 5 %. Precisioni analoghe si ottengono, con la medesima formulazione di J,
anche per tutti gli altri casi esaminati in [6]. A titolo di esempio, la Fig. (12) ribadisce il
buon accordo tra valori esatti (codice BEASY) e la nuova interpolazione (Eq. (10)) nel caso
di barra circolare con intaglio ad U profondo (t /d = 0.5).
La Fig. (13), frutto di una recente elaborazione, applica la nuova forma (10) del
coefficiente J al caso del piano elastico con una serie infinita di fori, uguali ed equidistanti,
soggetto a trazione longitudinale. L’ascissa del diagramma, r /P, varia da 0 (foro singolo) a
0.5 (fori a contatto), coprendo l’intero campo di configurazioni possibili. Il diagramma
confronta tre curve: la curva (a) rappresenta la soluzione esatta desunta da [11]; la curva (b)
riporta la previsione secondo il metodo originale di Neuber (J da Eq. (1)); la curva (c)
corrisponde alla previsione basata sulla nuova funzione (10) per J. Mentre l’errore
commesso dalla previsione di Neuber è molto elevato (fino al 50 %), il comportamento
della nuova interpolazione è soddisfacente, con un errori in eccesso che raggiungono il
15 % solo per configurazioni in cui i fori si sfiorano (0.4 d r /P d 0.5).
Il buon accordo mostrato dalle Fig. (11b, 12 e 13), anche per configurazioni molto
diverse da quelle usate per ottimizzare il coefficiente J (Fig. (13)) conferma la validità del
concetto di Neuber anche nel caso di intagli reali soggetti a tensioni normali. Similmente a
quanto visto per le tensioni tangenziali, la condizione perché le previsioni siano attendibili
è che il coefficiente correttivo della profondità sia calcolato con la nuova funzione (10),
sostitutiva della funzione originaria (1) di Neuber.
Ktp
z Equazione (10)
{ Risultati num. [6]
(b) Neuber, Eq. (1)
t
U
P
(c) Equazione (10)
Ktp
d=2t
(a) Soluzione esatta [11]
P
r
t /P
U /t
r
Figura 12. Confronto tra risultati numerici
e nuova interpolazione (J da Eq. (10)) per la
concentrazione di tensioni nella barra tesa
con intagli profondi a U.
244
Figura 13. Confronto tra risultati esatti (a) e
previsioni (b)-(c) per la concentrazione di
tensioni nel piano in trazione, recante una
schiera infinita di fori uguali equidistanziati.
5. CONCLUSIONI
Il lavoro riassume le ricerche degli autori sulle concentrazioni di tensione prodotte dagli
intagli periodici in solidi elastici variamente caricati. Viene esaminato il criterio di Neuber
che riconduce gli effetti dell'intaglio periodico a quello dell'intaglio singolo di ugual profilo
ma meno profondo. Il criterio poggia sul concetto di coefficiente correttivo della
profondità, J, funzione del solo rapporto tra profondità originaria, t, e passo, P, della
schiera di intagli. Per il coefficiente J
Neuber propone l’espressione
( P t ) Tgh (
t P ) , limite analitico ricavato per intagli acuti (raggio di fondo molto
inferiore alla profondità), superficiali (profondità molto inferiore alla dimensione del
solido), soggetti a tensioni tangenziali. Elaborando i risultati ottenuti numericamente per
intagli periodici in barre tonde e nastri piani soggetti a torsione o tiro assiale, il lavoro
conferma la validità della teoria di Neuber nelle condizioni ideali in cui è stata sviluppata
(intaglio acuto, superficiale, sottoposto a tensioni tangenziali). Per intagli reali (raggio di
fondo arbitrario, profondità finita) le previsioni del metodo sono inattendibili, soprattutto in
presenza di tensioni normali. Si osserva però che, previa ridefinizione del fattore di
profondità
e
distinguendo
tra
intagli
soggetti
a
tensioni
tangenziali
( ( P 2
t ) Tgh (2
t P ) ) e intagli soggetti a tensioni normali ( ( P 3
t ) Tgh (3
t P) ),
il criterio produce risultati molto accurati e può essere utilmente applicato ai casi pratici.
BIBLIOGRAFIA
[1] Neuber, H., 1958. Kerbspannungslehre, 2a edizione, Springer, Berlino, pp. 159 163.
[2] Heywood, R.B., 1952. Designing by photoelasticity, Chapman & Hall, Londra, 202 205.
[3] Peterson, R.E., 1974. Stress concentration factors, Wiley, New York.
[4] Hardy, S.J., Malik, N.H. (1992) “A survey of post-Peterson stress concentration factor data”, Int.
J. Fatigue, 14(3), 147 153.
[5] Atsumi, A., 1958. “Stress concentrations in a strip under tension and containing an infinite row
of semicircular notches”, Quart. J. Mech. and Applied Math., 11(4), pp. 478 490.
[6] Dragoni, E., 1994. “Concentrazione delle tensioni negli intagli periodici”, Atti XXIII Convegno
Nazionale AIAS, Rende (CS), 20-24 Settembre, pp. 441 447.
[7] Dragoni, E., 1999. “Concentrazione di tensioni torsionali in intagli periodici superficiali tramite
analogia termica”, Atti XXIII Convegno Nazionale AIAS, Vicenza, 8-11 Settembre, pp. 95 102.
[8] Castagnetti, D., Dragoni, E., 2003. “Concentrazione di tensioni torsionali in intagli periodici
assialsimmetrici con il metodo dell’analogia termica”, Atti XXXII Convegno Nazionale AIAS,
Salerno, 3-6 Settembre.
[9] Brebbia, C.A., Dominguez, J., 1992. Boundary elements: an introductory course, 2a edizione,
McGraw-Hill, New York.
[10] Kato, A., 1991. “Design equation for stress concentration factors of notched strips and grooved
shafts”, J. Strain Analysis, 26(1), pp. 21 28.
[11] Young, W.C., Budynas, R.G., 2002. Roark’s formulas for stress and strain, 7a edizione,
McGraw-Hill, New York, p. 793.
245
246
LA FORMAZIONE
ESTRUSI
DI
STRIATURE
SUI
PROFILI
Antonio Segatori
DIEM, Dip. di Ingegneria delle Costruzione Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di
Metallurgia
University of Bologna, Italy
[email protected]
Lorenzo Donati
DIEM, Dip. di Ingegneria delle Costruzione Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di
Metallurgia
University of Bologna, Italy
[email protected]
Luca Tomesani
DIEM, Dip. di Ingegneria delle Costruzione Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di
Metallurgia
University of Bologna, Italy
[email protected]
Marco Rompato
Pandolfo Alluminio s.p.a., Italy
[email protected]
Sommario. Nella produzione di profili estrusi per applicazioni architettoniche e di design,
ovvero dove i requisiti estetici sono tra i fattori guida, la comparsa di difetti superficiali è
una delle principali problematiche che un estrusore deve affrontare, tra queste le striature
sono uno dei difetti di più difficile risoluzione, cui spesso è associata l'aggravante di
comparire solo alla fine del ciclo di fabbricazione ossia dopo l'anodizzazione.
Nel presente articolo è riportata inizialmente una panoramica su definizione, origine fisica
e classificazione di cause e effetti di tale difetto, successivamente viene descritta l'analisi
effettuata su un profilo che presenta una striatura sottile ma ben marcata comparsa solo
successivamente al trattamento di anodizzazione superficiale. Il profilo in esame è
prodotto per estrusione diretta di una lega di alluminio AA6060 mediante una matrice di
tipo 'porthole' a 6 razze.
Nello specifico sono state analizzate tre zone del profilo (due sezioni ed una porzione
superficiale) con i seguenti metodi di indagine: microscopio ottico, microscopio ottico in
luce polarizzata, microscopio elettronico a scansione (SEM), SEM con sonda EDS. Le
indagini svolte hanno permesso di correlare la presenza del difetto con la distribuzione
delle dimensioni dei grani e la distribuzione di precipitati e intermetallici a base ferrosa
localizzati in prossimità delle zone di saldatura del profilo.
Keywords: estrusione, difetti, striature, alluminio
247
1. INTRODUZIONE
L'utilizzo di profili estrusi anodizzati nel mercato architettonico o in prodotti dove i
requisiti estetici hanno un ruolo importante ha visto negli ultimi decenni un incremento
impressionante: dalla fabbricazione di serramenti alla produzione di componentistica
meccanica, dalla realizzazione di arredi per interno fino all'applicazione all'oggettistica di
design. Una delle richieste principali legate a questa tipologia di prodotti è quindi l'assoluta
assenza di difetti estetici che modifichino l'aspetto delle superfici: in particolare qualsiasi
differenza in termini di omogeneità dell'aspetto, della colorazione o della rugosità della
superficie. Le striature rappresentano il difetto di più difficile risoluzione soprattutto a
causa della carenza di conoscenze sulla formazione e lo sviluppo di queste imperfezioni che
riguardano sia un campo strettamente metallurgico ma anche di controllo di processo. Un
ulteriore problema inerente la formazione di tali difetti è l'aggravio economico dovuto alla
comparsa delle striature solo dopo l'anodizzazione conseguente all'impossibilità di
determinare l'accettabilità delle superfici subito dopo l'estrusione e che genera quindi lo
scarto di notevoli quantità di materiale ad uno stadio avanzato del processo produttivo.
Una prima definizione del difetto "striature" è stata proposta da Parson nel 1992 [1]
come "bande o linee che appaiono più scure o chiare, più luminose o opache, nel colore e
nel tono rispetto al resto della superficie". Partendo da questa definizione molti difetti
possono rientrare sotto la definizione di 'striature' ma la loro origine può essere attribuita a
differenti fenomeni o aspetti del processo: dalla composizione chimica della lega alla
distribuzione di temperatura nel profilo durante la produzione, dall'efficacia del ciclo di
omogeneizzazione o a cambiamenti di rugosità sulla superficie del profilo, per citarne
alcuni.
In letteratura sono reperibili varie proposte di classificazione delle striature e delle
relative cause: la maggior parte, come quella proposta da Takagi et al. [2], evidenziano una
distinzione tra le striature causate da alterazioni della geometria della superficie (ad. es.
rigature o solchi) da quelle causate da differenze nella struttura metallurgica. L'analisi
esposta in questo articolo tratta principalmente la seconda tipologia; viene tuttavia proposta
b)
a)
c)
Figura 1. a) Superficie del profilo e striatura (lato superiore), b) lato superiore
ingrandimento, c) lato inferiore ingrandimento.
248
una breve descrizione di entrambe al fine di permettere una migliore comprensione della
problematica industriale.
Esistono inoltre iterazioni fra le due tipologie come descritto da Zhang et al. [3] che
imputa la visibilità delle striature a una diversa intensità e diffusione della luce riflessa. La
presenza di imperfezioni superficiali localizzate (ovvero disuniformità), come ad esempio
quelle generate da una diversa risposta all'attacco di anodizzazione, aumentano la
componente diffusa della luce riflessa. Procedendo quindi a ritroso nel processo di
formazione delle striature si deve cercare l'origine di tale differenza nella risposta e questo
porta ad indagare le cause di una disuniformità nella microstruttura. Una diversa
microstruttura può essere indotta da disomogeneità nella dimensione dei grani, nella
distribuzione degli intermetallici o nella distribuzione dei precipitati.
Il prodotto analizzato è un profilo cavo rettangolare realizzato in lega AA6060-T6
mediante estrusione diretta tramite matrice di tipo 'porthole'. Tale tipologia di matrice
consente la realizzazione di profili cavi anche complessi mediante l'utilizzo di due matrici
accoppiate fra loro: un mandrino che realizza la sagoma interna del profilo (sorretto da una
serie di razze o 'web') e una matrice che ne realizza la sagoma esterna. Una striatura sottile
e brillante compare dopo l'anodizzazione al centro della superficie maggiore in coincidenza
di una delle razze, Fig. (1 a); la striatura risulta più visibile sul lato superiore del profilo,
Fig. (1 b e c), dove per 'lato superiore' ci si riferisce al posizionamento del profilo all'uscita
dalla pressa.
Il profilo è stato analizzato con tre diverse metodologie: analisi
metallografica, osservazioni SEM e valutazioni EDS onde comprendere l'origine del difetto
e le sue relazioni con i parametri di processo e la geometria della matrice.
L'origine ottica del difetto
Come riportato in precedenza, la visibilità delle striature può essere correlato alla differenza
in intensità e diffusione della luce riflessa. Zhang et al. [3] riportano la condizione di
Rayleigh per superfici lisce:
h%
λ
8 cos i
(1)
dove h è il parametro di rugosità, Fig. (2), λ la lunghezza d'onda della luce (0.38-0.78μm
per il campo visibile) e i l'angolo di riflessione. Per un angolo di 60° si ottiene h≤0.2μm,
ossia per cambiamenti di rugosità maggiori di 0.2μm è associato un effetto visibile. É
importante ricordare che la superficie riflettente in un profilo anodizzato è quella
dell'interfaccia metallo-ossido, poiché l'ossido di alluminio risulta trasparente.
Cambiamenti nella rugosità maggiori di 0.2μm generati prima o dopo l'anodizzazione
possono quindi indurre una difetto visibile. É altresì evidente come questo tipo di difetto
non possa essere recuperato dopo l'anodizzazione.
249
Figura 2. Diagramma di una superficie
anodizzata; superficie riflettente, parametro di
rugosità h, angolo i.
Il ciclo metallurgico della billetta
Procedendo ancora più a ritroso nel processo di formazione del difetto risulta evidente
come, per scoprire le cause di una eterogeneità microstrutturale, sia necessario considerare
tutto il ciclo di produzione della billetta, dalla fusione all'anodizzazione finale del profilo.
In Fig. (3) seguito viene descritto il ciclo termico teorico con i relativi cambiamenti
microstrutturali [4].
KRPRJHQL]
H[WUXVLRQ
VRDN
DJHLQJ
WHPSHUDWXUH
FDVWLQJ
WLPH
666VXSHUVDWXUHG VROXWLRQ
5VQ $
+%
Figura 3. Billet methallurgical hitory
250
:HOO GLVWULEUHILQHG
SUHFLSLWDWHV
5VQ $
+%
La fusione. Le billette per estrusione sono ottenute per colata continua; il materiale
viene portato in fase liquida e poi raffreddato in maniera rapida all'interno della lingottiera
partendo dalla superficie della billetta; con questa tecnologia è possibile produrre billette
molto lunghe ma le velocità di raffreddamento rimangono comunque insufficienti ad
impedire fenomeni di segregazione o la formazione di precipitati ed intermetallici
grossolani o di forma allungata. La presenza di tali strutture limita fortemente infatti
l'estrudibilità della lega.
Omogeneizzazione. É un trattamento termico ad alte temperature, entro la zona di fase, (500-550°C per la lega AA6060) successivo alla fusione al fine di rimuovere fenomeni di
micro-segregazione e ottenere una composizione chimica maggiormente omogenea;
consente di rimuovere alcuni difetti di fusione e dovrebbe permettere la dissoluzione di
precipitati (Mg2Si) e intermetallici (Al15(FeMn)3Si2). Tutti gli alliganti (Mg, Si e impurità
come Fe e Mn) dovrebbero essere a fine trattamento in fase (supersaturated solid
solution, SSSS). Temperatura di processo e tempo di permanenza influenzano la completa
soluzione degli alliganti, mentre la velocità di raffreddamento influenza il tipo e la forma di
precipitati ed intermetallici [5]. La pratica industriale non permette tuttavia di evitare una
seppur minima precipitazione di precipitati e intermetallici, che però risultano perlomeno
piccoli o di forma globulare.
Preriscaldo ed estrusione. Il riscaldamento e la deformazione dovrebbero essere
effettuati velocemente al fine di evitare cambiamenti rilevanti nelle dimensioni dei
precipitati, tuttavia nella pratica industriale ciò risulta difficilmente perseguibile; per leghe
particolarmente critiche da questo punto di vista è possibile eseguire un ulteriore
trattamento di solubilizzazione sui profili estrusi.
Raffreddamento. Se la lega fosse raffreddata lentamente la fase (principalmente
Mg2Si nell'AA6060) nucleerebbe e crescerebbe localmente per formare una fase equilibrata
+. Raffreddando molto rapidamente è possibile ridurre il tempo di diffusione ed
effettivamente congelare la struttura non equilibrata in fase . Poichè questa contiene più
soluto che il livello di equilibrio, questa soluzione solida è definita supersaturated.
Solubilizzazione. La solubilizzazione implica il riscaldamento del materiale al di
sopra della temperatura di solvus per un tempo sufficiente a dissolvere ogni fase secondaria
che può essere fuoriuscita dalla solid solution durante il processo. Per ottenere una
supersaturated solid solution anche a basse temperature il materiale deve essere poi
raffreddato molto velocemente.
Invecchiamento. L'obiettivo del trattamento è ottenere una precipitazione controllata
della SSSS così da avere al termine precipitati (Mg2Si) finemente dispersi. Le tipologie di
precipitati (GP, ’,) e le distanze sono fortemente dipendenti dalla temperatura e dalla
durata del processo. Una distribuzione ottimale con precipitati fini ed uniformemente
dispersi inibisce lo spostamento di dislocazioni, fornendo così il miglior effetto di
indurimento.
251
Tipologie di striature
Nel tentativo di focalizzare il problema industriale in oggetto all'interno della grande varietà
di tipi di striature viene riportata una breve classificazione delle stesse. Riferendoci alla
Fig. (4) le striature possono essere classificate in base alla loro causa in quattro categorie
principali: struttura della billetta, parametri e processo di estrusione, design matrice,
performance matrice.
Le striature dovute alla struttura della billeta sorgono in conseguenza ad un cattiva
qualità intrinseca alla stessa (condizioni di fusione). Questo include segregazione,
disomogeneità della pelle della billetta, intermetallici eccessivamente aggregati e porosità.
Le striature da processo e parametri di estrusione si formano come risultato di errate
condizioni di estrusione; queste non sono solo la velocità del pistone o la temperatura ma
tutte le condizioni al contorno sia dirette, come la lubrificazione, che indirette, come l'usura
o i depositi di impurezze nel contenitore. L'aspetto finale del prodotto è fortemente
dipendente da tutti i parametri sopraccitati. La temperatura cui esce l'estruso è legata al
logaritmo della velocità di processo e può arrivare a superare la temperatura di solidus.
Prima ancora però del conseguente 'speed cracking' il profilo risulta inaccettabile a causa
della comparsa di difetti di 'pick-up' sulla superficie. La stessa velocità di uscita è però data
dalla distribuzione dei precipitati; risulta quindi evidente come questo parametro sia legato
anche alla struttura della billetta -soprattutto al processo di omogeneizzazione- ed ad altri
fattori dando un esempio della complessa rete di interazioni tra i parametri. La
composizione chimica del materiale può essere inquinata dal lubrificante, da ossidi ed
elementi della pelle che, trascinati nel profilo durante l'estrusione, creeranno, a prescindere
dall'effetto sulle caratteristiche meccaniche, eterogeneità localizzate e conseguente difetti
nel caso emergessero in superficie
Le striature da design matrice sono correlate alle scelte di progettazione della matrice
stessa: profili con incroci a T o spessori variabili sullo stesso profilo o saldature
longitudinali sono tutti fattori che possono essere cause di un flusso non uniforme del
materiale ma sono imposti al progettista mentre le scelte di progettazione quali altezza delle
camere, forma delle razze, dimensione degli alimentatori influenzano l'evoluzione dei
parametri quali deformazione, velocità di deformazione e temperatura e quindi anche il
flusso del materiale ma possono essere ottimizzate con maggiore libertà;
Le striature da performance della matrice posso sopraggiungere come conseguenza di
una azione meccanica sul profilo in uscita. Una matrice danneggiata o usurata può infatti
graffiare o alterare la geometria dell'estruso, così come può accadere a causa di depositi
duri (ossidi e carbonio) o zone di ristagno del materiale.
Il processo di formazione delle striature di questa ultima categoria è sostanzialmente
diversa dai precedenti come evidenziato in Fig. (4). In un caso è un'azione meccanica
diretta che altera la geometria della superficie, negli altri casi è invece un insieme di
parametri che influiscono sulla struttura metallurgica (es. dimensione del grano, precipitati,
intermetallici).
252
6WUXWWXUD ELOOHWWD
6HJUHJD]LRQH
6NLQ
3RURVLWj
,QWHUPHWDOOLFL
3URFHVVR GL HVWUXVLRQH
'HVLJQPDWULFH
6HDP:HOGV
7MXQFWLRQ
'LIIHUHQWL VSHVVRUL
&RQILJSRFNHWIHHGHU
3RVL]LRQH UD]]H
)OXVVR QHL EHDULQJ
6RYUDOXEULILFD]LRQH
&KDUJHZHOGV
)RQGHOOR
8VXUD FRQWHQLWRUH
'HSRVLWR RVVLGL VX
FRQWHQLWRUH
6HGLPHQWL GL &DUERQLR
3HUIRUPDQFHPDWULFH
'DQQHJJLDPHQWR
EHDULQJ
'DQQHJJLDPHQWR
VSLJROL HDQJROL
,QGHQWDPHQWR PDWULFH
6WDJQD]LRQH VXL
EHDULQJ
'HSRVLWR GL RVVLGL
*UDGLHQWL GL
&RQFHQWUD]LRQH GL
HWHURJHQHLWj LQFOXVLRQL GHIRUPD]LRQHYHORFLWj
HVYLOXSSR OLFDOL]]DWR GL
FDORUH
(IIHWWL VXOOD VWUXWWXUD FULVWDOOLQD
GLPGHOJUDQRRULHQWDPHQWRSUHFLSLWDWL
(IIHWWL VXOOD JHRPHWULD GHOOH VXSHUILFL
675,$785(
Figura 4. Diagramma di classificazione delle cause delle striature.
Saldature. Tra le varie cause esposte le saldature longitudinali e trasversali sono due
tra i maggiori fattori di difetto. Pur inducendo la medesima tipologia di effetto, esse hanno
origini differenti, ragione per cui vengono distinte in saldature da cambio billetta, e
saldature provocate dalla razza del mandrino.
Le saldature longitudinali (o provocate dalle razze) si verificano a causa dell'incontro dei
flussi di materiale uscenti dalle diverse alimentazioni del mandrino; sono perciò presenti
quasi esclusivamente in profili cavi e si estendono per l'intera lunghezza del profilo Fig. (5).
Prescindendo dall'effetto sulle proprietà meccaniche è importante evidenziare come tali
saldature implichino un'alterazione nel flusso del materiale, nella deformazione, nella
velocità di deformazione e nella temperatura. Nel caso vi siano differenze, seppur minime,
in velocità o direzione dei flussi che si uniscono tali effetti sono moltiplicati. Tutte le
alterazioni descritte si traducono in una struttura metallurgica differente dal resto del
profilo. A seconda dell'entità della disomogeneità microstrutturale la striatura può essere
più o meno visibile: il difetto è difatti sempre presente seppur non visibile.
253
Figura 5. Flusso di materiale attraverso le bocche e sviluppo della saldatura
longitudinale.
Figura 6. Sviluppo del flusso di materiale di una nuova billetta in un profilo pieno.
Figura 7. Sviluppo del flusso di materiale di una nuova billetta in un profilo cavo.
254
Le saldature trasversali (o da cambio billetta) si verificano nell'unione della nuova
billetta con la vecchia: la saldatura è inizialmente una superficie piana, ma a causa
dell'attrito col contenitore che genera velocità maggiori nel centro della billetta, tale
superficie si deforma longitudinalmente. Una rappresentazione schematica è riportata in
Fig. (6) dove sono rappresentati 3 istanti successivi. Il materiale, fluendo molto più
velocemente al cuore, deforma tale superficie di interfaccia al punto da estrudere il profilo
anche per lunghezze rilevanti prima che non siano più presenti tracce della vecchia billetta.
Nel caso di profili cavi lo stesso fenomeno produce una superficie di saldatura più
complessa poiché questa viene trascinata attraverso ogni canale di alimentazione, Fig. (7).
Nella vista in sezione l'evoluzione della superficie si manifesta come linee separate per ogni
bocca che si espandono verso la superficie del profilo e contemporaneamente verso le linee
di saldatura longitudinali; questo comportamento porta ad una triplice linea di saldatura
longitudinale per ogni razza.
Il difetto associato alla saldatura trasversale ha un altro importante parametro da tenere
in considerazione: ovvero la storia metallurgica e composizione del fondello della billetta
precedente. Non considerando al momento il lubrificante e l'usura della billetta, il fondello
è la zona dove si concentra la maggior parte della pelle e degli strati superficiali della
billetta. Anche se gran parte di esso viene rimosso prima dell'inserimento della nuova
billetta, è comunque presente una porzione di materiale con disomogeneità metallurgiche
che verrà estruso con la conseguenza di peggiorare ulteriormente il difetto.
255
Figura 8. Ubicazione delle razze.
2. SPERIMENTAZIONE
In Fig. (8) è riportata la geometria del profilo in studio per la realizzazione del quale è
necessaria una matrice con sei razze, quattro localizzate negli angoli e due sulla mezzeria
delle superfici maggiori. Il caso in esame è di particolare interesse poiché la striatura appare
solo sulla superficie superiore nonostante la simmetria del profilo e della matrice,
permettendo così un raffronto microstrutturale delle due sezioni simmetriche.
Tre zone del profilo sono state analizzate: le due sezioni superiore e inferiore (1 e 3 in
Fig. (9)), e la superficie superiore incriminata (2 in Fig. (9)). L'analisi è stata effettuata con
microscopio ottico in campo chiaro, microscopio ottico in luce polarizzata, microscopio
elettronico a scansione (SEM) e SEM con sonda EDS.
Per l'analisi al microscopio ottico in campo chiaro il materiale è stato inglobato,
lucidato e attaccato con soluzione Keller. Questa analisi permette di evidenziare la
presenza di intermetallici e precipitati come AlFeMnSi e MgSi e la loro distribuzione.
Questi appaiono in colore diverso, più scuro, rispetto alla matrice base di alluminio. Nelle
figure da Fig. (10) a Fig. (13) appaiono più scuri e distribuiti in una striscia che taglia
trasversalmente l'intera sezione. La striatura è in realtà la composizione di tre linee
(saldatura longitudinale, materiale della vecchia billetta, saldatura trasversale) ciò è
maggiormente visibile vicino alla superficie dove le tre linee divergono. Queste linee sono
meno visibili nella sezione inferire, Fig. (12). In un raffronto con l'andamento delle linee di
saldatura (Fig. (7)) appare subito evidente l'analoga tendenza.
Figura 9. Punti di analisi del profilo.
256
Figura 10. Zona 1, superficie.
Figura 11. Zona 1, intera sezione.
Figura 12. Zona 3, zona
interna.
Figura 13. Zona 3, intera sezione.
Per l'analisi al microscopio ottico con luce polarizzata il materiale è stato inglobato,
lucidato e sottoposto ad attacco elettrolitico. L'analisi in luce polarizzata permette una
visione migliore della forma dei grani e del loro differente orientamento (differente
colorazione). In Fig. (14) è mostrata in luce polarizzata la medesima sezione di Fig. (11).
Queste due analisi mostrano come la striatura sia l'effetto congiunto delle tre linee di
saldatura che corrono attraverso i grani, così come tra di essi. Questi ultimi hanno
dimensioni paragonabili in tutte le varie zone.
Figura 14. Zona 1, intera sezione vista in luce polarizzata.
257
L'analisi al microscopio elettronico a scansione è stata effettuata senza alcun attacco il semplice stato anodizzato- sulla superficie (zona 2) e dopo attacco Keller sulle due
sezioni (zone 1 e 3). Questo tipo di analisi fornisce una visione più tridimensionale della
struttura del materiale.
Le tre linee precedentemente visibili come aree più scure sono visibili anche nell'analisi
SEM come zone con forte presenza di cavità Fig. (15). La sonda EDS permette di
analizzare la composizione chimica di una determinata area: in Fig. (16) sono riportati i
risultati per due differenti ingrandimenti di una stessa zona. Oltre alla maggioritaria
presenza di alluminio il diagramma non mostra traccia di altri elementi a parte i normali
alliganti; si esclude di conseguenza la contaminazione da ossidi o lubrificanti come causa
delle striature.
Due tipi di difetti sono visibili nell'analisi della superficie (zona 2) [3]: etch pits e grain
boundary grooves. Etch pits (cavità da attacco) sono cavità la cui formazione ha un legame
diretto con la distribuzione e la dimensione degli intermetallici sulla superficie. Nascono in
conseguenza alla dissoluzione degli intermetallici e della matrice di alluminio intorno agli
stessi, a causa della differenza in potenziale elettrochimico. Durante l'anodizzazione il
maggiore potenziale degli intermetallici ricchi di Fe rispetto alla basi di Al incentiva la loro
dissoluzione. In Fig. (17) è stata evidenziata l'entità di tale difetto sulle due diverse zone:
dentro e fuori la striatura.
Figura 15. SEM, spot 1, zona superficiale; due diversi ingrandimenti.
Figura 16. EDS: composizione chimica delle saldature.
258
Figura 17. Viste SEM a 2000x, dentro (sinistra) e fuori (destra) striatura.
I Boundary grain groove (cavità di bordo grano) sono solchi lungho i bordi grano
causati da un attacco preferenziale lungo gli stessi durante l'anodizzazione. La loro
formazione è legata alla distribuzione di precipitati Mg2Si e intermetallici Al15(MnFe)3Si2
principalmente all'interfaccia tra i vari grani. In Fig. (17) è visibile come nella parte di
superficie priva di difetto le cavità di bordo grano sono ben marcate e profonde, mentre
nella zona di striatura non sono riconoscibili, ove presenti, poiché interamente corrosi.
L'analisi effettuata sulla superficie (zona 2) mostra ora la striatura come un sorta di
"canyon" che attraversa l'intera superficie (Fig. (18)), tale cavità risulta evidente solo a
seguito dell'anodizzazione. Gli ingrandimenti delle zone interne ed esterne alla striatura
visibili in Fig. (18) rivelano come il cambiamento dell'aspetto della superficie sia repentino.
La striatura ha una superficie più ruvida e disomogenea rispetto al resto del profilo che
presenta un aspetto più uniforme e con corrosioni di profondità inferiore. Effettuando un
raffronto della dimensione dei grani tra le due zone si riscontra una presenza di grani di
dimensione ridotta all'interno della striatura.
Come esposto precedentemente, il processo di anodizzazione è un attacco acido che
può generare un difetto visibile se è presente una disomogeneità microstrutturale
sufficientemente elevata da generare uno squilibrio nell'attacco acido.
Si è quindi effettuata una analisi con sonda EDS in punti interni ed esterni alla striatura
sulla superficie (Fig. (19)). A differenza delle analisi sulle sezioni viene ora evidenziata la
presenza di ossigeno e zolfo conseguenti all'interazione con la soluzione di anodizzazione,
mentre il confronto tra interno ed esterno della striatura non mostra differenza di
composizione chimica.
259
Figura 18. Osservazione SEM della superficie al 75x (al centro), ingrandimenti delle zone
interne ed esterne alla striatura al 1000x.
Figura 19. Risultati della sonda EDS per zone interne ed esterne alla striatura.
3. CONCLUSIONI
Nel presente articolo è stata inizialmente proposta una panoramica sulle principali cause
delle striature e i relativi fenomeni di sviluppo. Si è quindi proceduto ad una analisi di un
profilo industriale che ha rilevato come l'interazione tra saldature longitudinali e trasversali
produca una distribuzione metallurgica disomogenea tale da creare zone di attacco
preferenziale durante l'anodizzazione. Queste interazioni sono risultate particolarmente
sensibili all'evoluzione termomeccanica del processo inducendo un difetto maggiormente
visibile su una delle superfici nonostante la simmetria del profilo e della matrice. Il
risultato di una tale asimmetria nel comportamento è una distribuzione di precipitati e
intermetallici più reattiva ad eventuali attacchi sulla superficie superiore.
BIBLIOGRAFIA
[1] N.C. Parson, J.D. Hankin, e A.J. Bryant, 1992. “The metallurgical background to problems
occurring during the extrusion of 6XXX alloys”, ET Seminar 1992, vol.2, pp. 13-23.
[2] S.Takagi and H.Hamzah, 2008. "Extrusion Defects - Streaking", Proceedings of Extrusion
Technology Seminar (ET 2008), vol. 1 pp. 261-270.
260
[3] X. Zhang, H. Zhu, A.K. Dahle, M.J. Couper, 2008. “Mechanisms of streaking on anodized 6XXX
series extrusions” ET Seminar 2008, vol.2, pp. 455-464;
[4] Porter D.A. e Easterling K.E. "Phase transformations in metals and alloys", Chapman & Hall
[5] R. Shahani, R. Tirard-Collet, C. Sigli, 2000. “Optimized 6XXX alloy billet performance: a
structural approach” Proceedings of Extrusion Technology Seminar (ET 2000), vol. 1 pag. 13-22.
[6] T. Ramanan, 1992. “Helping the Customer” ET Seminar 1992, vol.2, pp. 35-42;
[7] L.Donati e L.Tomesani, 2008. "Evolution of particles and intermetallics during hot plastic
eformation of AA6060 alloy" AMPT International Conference, Manama, Barhain, October.
261
262
COMPENSAZIONE ELASTICA DI ATTUATORI LINEARI
A MEMORIA DI FORMA PER AUMENTARE LA FORZA
E LA CORSA
Giovanni Scire’ Mammano
Dipartimento di Scienze e Metodi dell’Ingegneria,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Eugenio Dragoni
Dipartimento di Scienze e Metodi dell’Ingegneria,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Sommario. Gli attuatori a memoria di forma rappresentano una classe di attuatori
molto interessante grazie all’elevato rapporto potenza-peso, alla possibilità di lavorare
in ambiente ostili e alla semplicità costruttiva. Per contro i difetti principali di questa
tecnologia sono la difficoltà di realizzare corse elevate e la loro sfavorevole curva
caratteristica ossia il fatto che la forza generata dipende linearmente dalla posizione
dell’attuatore. Obiettivo del lavoro è quello di mitigare questi due difetti, introducendo
un sistema passivo di compensazione elastica. Il lavoro presenta una metodologia
integrata di progettazione degli elementi attivi e del sistema di compensazione che
consente di proporzionare attuatori contraddistinti dalla forza e dalla corsa desiderate.
Si presentano due possibili meccanismi di compensazione elastica idonei a realizzare
le leggi richieste e si forniscono le espressioni per il loro dimensionamento cinematico.
Infine in appendice 1, si propone un esempio di proporzionamento di una attuatore SMA
compensato a singolo elemento attivo, e si valutano i benefici introdotti della compensazione
elastica mediante confronto con un attuatore non compensato capace delle stesse prestazioni.
Parole Chiave:
bistabili
attuatori a memoria di forma, compensazione elastica, meccanismi
1. INTRODUZIONE
I materiali a memoria di forma (SMA, Shape Memory Alloys) sono leghe metalliche normalmente costituite da nickel e titanio che presentano diverse caratteristiche funzionali interessanti come la pseudo-plasticità, la pseudo-elasticità e la memoria di forma. Quest’ultima
caratteristica consente al materiale deformato di recuperare una forma memorizzata se riscaldato al di sopra della temperatura di transizione. La temperatura di transizione corrisponde
alla temperatura alla quale è terminata la trasformazione cristallina da martensite (stabile a
bassa temperatura) ad austenite (stabile ad alta temperatura). Al passaggio da martensite ad
263
austenite è associato un aumento del modulo elastico che può essere sfruttato efficacemente
per realizzare attuatori con elevatissime potenze specifiche. Un attuatore basato su questi
materiali è costituito da un elemento SMA che lavora in contrapposizione ad un elemento di
contrasto (un peso o altra forza costante, una molla convenzionale o un secondo elemento
SMA). Ad attuatore disattivato, l’elemento di contrasto è in grado di vincere la resistenza
dell’elemento SMA, facilmente deformabile perché mantenuto al di sotto della temperatura di
trasformazione. L’attuatore viene attivato riscaldando l’elemento SMA sopra la temperatura
di trasformazione. Il conseguente aumento di rigidezza porta l’elemento SMA a superare la
resistenza del contrasto generando uno spostamento utile per produrre lavoro meccanico. Il
riscaldamento è di norma realizzato per effetto Joule, ossia dissipando corrente elettrica nella
lega. La caratteristica forza-spostamento degli attuatori a memoria di forma è di tipo lineare,
mentre usualmente i carichi che un attuatore deve vincere sono costanti durante la sua corsa
utile. Il dimensionamento di un attuatore SMA è quindi effettuato sul valore minimo di forza
erogata [1]. Ciò comporta una riduzione della corsa utile rispetto al valore limite dettato dalla
massima deformazione sopportabile dagli elementi a memoria di forma.
L’idea alla base del lavoro è di introdurre un sistema compensativo capace di sottrarre opportunamente energia all’elemento SMA, prelevandola nelle posizioni dove la generazione di
forza è elevata e restituendola nelle posizioni in cui la generazione è limitata [2]. In analogia a
quanto si realizza nel campo dei manipolatori [3] e dei sistemi di supporto a forza costante [4],
si introducono meccanismi bistabili associati ad un elemento elastico tipo molla elicoidale. Il
sistema di compensazione cosı̀ generato ha una caratteristica elastica negativa, capace cioè di
generare una forza decrescente all’aumentare della deformazione del meccanismo. Lo stesso
principio è già stato applicato con successo nel campo degli attuatori a polimeri elettroattivi
(PEA) mediante l’introduzione di meccanismi cedevoli [5].
2. PROGETTO FUNZIONALE DELL’ATTUATORE COMPENSATO
Caratteristica Forza-Spostamento degli attuatori a memoria di forma
Per meglio illustrare i vantaggi legati all’introduzione di un sistema di compensazione si
riporta in Fig. (1) la caratteristica forza-spostamento di un attuatore SMA per vari tipi di
elemento antagonista. Per tutti i 4 casi, si è ipotizzato lo stesso elemento attivo, la stessa
deformazione massima imposta a freddo e la stessa forza F da vincere durante il moto nei
due versi. Inoltre, per semplicità si è considerato un comportamento elastico lineare del
materiale sia nello stato martensitico che nello stato austenitico.
Il grafico di Fig. (1a) è relativo al caso di contrasto con una molla tradizionale. Dal punto
di vista della corsa ottenibile dal dispositivo questo caso è il peggiore in assoluto. In Fig. (1b)
è invece riportato il caso di contrasto con un grave: come si può osservare la corsa ottenibile da questo sistema a parità di ogni altra condizione (forza utile, deformazione massima)
è sensibilmente maggiore rispetto al caso precedente. In Fig. (1c) si riporta invece il caso
del contrasto con un secondo elemento SMA, identico al primo. In generale, rispetto al caso
di contrasto con peso, l’utilizzo di due elementi SMA contrapposti, attivati alternativamente,
è sempre migliorativo, seppur a scapito di un maggior costo per via del doppio elemento a
memoria di forma. I due casi danno luogo alla medesima corsa solo nel caso in cui la forza F
da vincere sia pari a 0 (dispositivo posizionatore) e i due elementi attivi siano identici. In Fig.
(1d) si riporta infine la caratteristica forza-spostamento dell’attuatore di Fig. (1a) (contrasto
mediante molla tradizionale) e coadiuvato da un sistema di compensazione. Il sistema compensatore ha lo scopo di realizzare un sistema globale di contrasto che diminuisca l’entità
264
Figura 1: Diagramma forza-spostamento di un attuatore SMA contrastato da: a) molla
tradizionale, b) peso, c) SMA identico contrapposto, d) molla tradizionale e sistema di compensazione elastica
della sua azione all’aumentare della sua deflessione (costante elastica negativa). Come si può
notare, l’introduzione di un sistema di compensazione è in grado di assicurare un notevole
incremento della corsa erogata dall’attuatore, che risulta essere maggiore anche rispetto al
sistema a SMA contrapposti, pur avendo un solo elemento attivo.
Il sistema di compensazione è ovviamente applicabile anche al caso di due SMA contrapposti.
Principio della compensazione elastica degli attuatori
Veniamo ora a spiegare più in dettaglio cosa si intende per sistema di compensazione applicato agli attuatori SMA. Per far ciò consideriamo un attuatore costituito da due fili di materiale a memoria di forma contrapposti secondo lo schema di Fig. (2a). I due fili sono montati
a telaio prestirati, in modo che attivando il generico filo a memoria di forma si produrrà un
accorciamento del filo stesso. L’attuatore cosı̀ costituito è equipaggiato inoltre con un sim-
265
Figura 2: Principio di funzionamento del sistema di compensazione elastica: a) Schema di
attuatore a fili SMA contrapposti compensato con molla di compressione; b) Caratteristica
forza-spostamento
bolico sistema di compensazione elastica formato da una molla tradizionale di compressione
precaricata ed un carrello verticale, entrambi vincolati agli estremi dei due fili a memoria di
forma.
Analizziamo ora la forza netta F generata globalmente dai due fili a memoria di forma
(con la convenzione che la forza sia positiva se diretta verso sinistra), al variare della posizione del carrello, per tre casi di attivazione: filo 1 attivato e filo 2 disattivato (prima colonna
dei grafici di Fig. (2b)), filo 1 disattivato e filo 2 attivato (seconda colonna dei grafici di Fig.
(2b)), entrambi i fili disattivi (terza colonna dei grafici di Fig. (2b)). L’andamento della forza
netta dei due fili SMA, visibile nella prima riga dei grafici di Fig. (2b) è per tutti e tre i
casi lineare, con la differenza che nel caso del solo filo 1 attivato la forza è sempre positiva,
al contrario, nel caso del solo filo 2 attivato la forza è sempre negativa; infine nel caso di
nessun filo attivato la forza cambia di verso passando dalla posizione x = 0 e risulta sempre opposta al moto. La forza necessaria all’equilibrio del solo sistema di compensazione,
visibile nella seconda riga dei grafici di Fig. (2b), cala all’aumentare della deformazione x,
divenendo sempre più negativa. L’andamento è di tipo non lineare in quanto dipende dal seno
dell’angolo d’inclinazione della molla. Sovrapponendo i due effetti è possibile ottenere la
forza di equilibrio risultante (terza riga dei grafici di Fig. (2b)). Come si può notare per i
due casi di filo attivato, la forza risultante è pressoché costante su tutta la corsa dell’attuatore.
Poiché normalmente è necessario garantire una forza minima su tutta la corsa, l’aver uniformato la forza erogata consente di aumentare la capacità di corsa del dispositivo senza aumentarne l’ingombro. Nel caso invece di entrambi i fili disattivati, è evidente come l’attuatore
con compensatore non abbia più nessun punto di equilibrio stabile: la posizione x = 0 è
infatti ora di equilibrio instabile. Questo fenomeno obbliga ad inserire dei finecorsa meccanici per prevenire sovra-deformazioni degli elementi a memoria di forma, indispensabili
266
Figura 3: a) Diagramma sperimentale di trazione in fase austenitica e martensitica di un filo
da 78 m di diametro b) Approssimazione bilineare della curva sperimentale σ − dello stato
martensitico
per preservarne la funzionalità. Grazie ai finecorsa si realizza di fatto un sistema bistabile,
con il triplice vantaggio di possedere una posizione stabile in assenza di alimentazione, di
consentire posizionamenti precisi e di favorire la capacità di controllo. Nel caso di attuatore
a singolo elemento SMA è necessario introdurre un solo finecorsa meccanico per evitare la
sovra-deformazione dell’elemento e l’attuatore risulta quindi monostabile.
In [6] è presentato un attuatore a memoria di forma reso bistabile mediante l’introduzione
di meccanismi cedevoli. Nel lavoro citato, l’introduzione del meccanismo è volta alla sola
realizzazione della funzione di autoposizionamento e non all’incremento delle prestazioni
(forza e corsa) dell’ attuatore, principale obiettivo del presente lavoro.
Modellazione materiale a memoria di forma
Prima di procedere alla progettazione di attuatori a memoria di forma compensati è necessario
definire una modalità di modellazione del materiale. In particolare è conveniente considerare
la lega nelle due condizioni termiche limite: sotto la temperatura Mf di fine trasformazione
austenite - martensite (stato OFF o disattivato) e sopra la temperatura Af di fine trasformazione martensite - austenite (stato ON o attivato). In queste due condizioni all’interno del
materiale a memoria di forma sarà presente una sola fase cristallina e quindi le caratteristiche
meccaniche saranno quelle proprie della fase. Per la progettazione e l’utilizzo dei materiali a
memoria di forma è indispensabile conoscere il diagramma σ − di ogni fase cristallina.
In Fig. (3a) si riporta il risultato della prova di trazione di un filo SMA da 78μm di
diametro, in campo martensitico (linea blu) e in campo austenitico (linea rossa).
Le prove sono state eseguite con un dinamometro elettromeccanico Galdabini SUN 500,
alla velocità di trazione di 1mm/min. A caldo, in stato austenitico, il materiale presenta un
comportamento lineare, caratterizzato da un modulo elastico che definiamo Ea . A freddo
(stato martensitico), il materiale ha invece un diagramma σ − non lineare (Fig. (3b)). Il
267
comportamento può essere ottimamente interpolato tramite una legge bilineare introducendo
un primo tratto avente modulo elastico Ema e un secondo tratto in cui la pendenza è pari
a Emb . Conseguentemente, anche gli elementi SMA utilizzati negli attuatori (molle o fili)
avranno un comportamento bilineare quando non attivati. Poiché il primo tratto elastico è
molto limitato (0.2% < g < 0.5%), e vista la complicazione analitica di una legge di questo
tipo è conveniente approssimare la caratteristica forza-corsa degli elementi con una relazione
del tipo lineare con forza residua F0m a deformazione nulla, come visibile in Fig. (4) in linea
continua blu. Il valore della forza a deformazione nulla vale:
F0m = (kma − kmb )xg
(1)
La forza prodotta dal generico elemento a memoria di forma nello stato attivato (austenite) al variare della posizione dell’attuatore vale:
FSM A
ON
= ka x
(2)
mentre allo stato disattivato (martensite), modellando il materiale con l’approssimazione bilineare la forza erogata risulta essere:
kma x
se (x ≤ xg )
(3)
FSM A OF F =
kma x − (kma − kmb ) (x − xg ) se (x > xg )
Se si considera invece la martensite come un materiale perfettamente elastico con forza
residua a deformazione nulla F0m , la Eqn. (3) si riduce a:
FSM A
OF F
= F0m + kmb x
(4)
Per mantenere generalità sull’elemento a memoria di forma è conveniente introdurre
nella trattazione i seguenti coefficienti adimensionali:
s1 =
Ea
ka
=
Ema
kma
(5)
sm =
Emb
kmb
=
Ema
kma
(6)
εg
xg
=
εadm
xadm
(7)
sg =
Il parametro s1 è il rapporto tra la rigidezza a caldo e quella del tratto elastico a freddo,
mentre sm è il rapporto fra le due rigidezze a freddo della lega. Entrambi sono parametri
268
caratteristici del materiale a memoria di forma. Il valore sg è invece il rapporto fra la deflessione a cui si registra il cambiamento di rigidezza in stato martensitico xg e la deflessione
massima ammissibile xadm . Introducendo le espressioni (6) e (7) nell’espressione (1) della
forza residua F0m si ottiene:
F0m = kma sg xadm (1 − sm )
(8)
Nel caso si desideri modellare il materiale a memoria di forma nello stato martensitico
come perfettamente elastico è sufficiente introdurre, nel modello bilineare, i seguenti valori
per i parametri sm e sg :
sm = 1
sg = 0
(9)
I dati di progetto necessari per il dimensionamento di un attuatore a memoria di forma
sono il valore della forza utile minima garantita nei due versi di attivazione (FON , FOF F
nel caso di un solo elemento SMA, FON 1 , FON 2 nel caso di due elementi contrapposti), il
valore della corsa desiderata S, e il tipo di lega costituente gli elementi attivi. Per limitare
l’ingombro del dispositivo, è conveniente porre xmax = xadm (Fig. (4)).
Inoltre è necessario fissare il rapporto γ:
γ=
S
(10)
xadm
fra la corsa e la deflessione massima del dispositivo. Più questo rapporto tende all’unità
più l’ingombro dell’attuatore sarà ridotto. Per contro l’elemento SMA sarà sovradimensionato e la variazione della forza utile lungo la corsa sarà grande.
Nel caso di due elementi attivi è invece sempre possibile oltre che conveniente porre
γ = 1 e conseguentemente:
xmax = xadm = S = p
(11)
dove con p si è indicato il prestiramento totale imposto ai due elementi SMA che risulta
quindi pari alla corsa.
Sia nel caso di attuatore a un elemento SMA che per il caso a SMA contrapposto,
nota la corsa S da realizzare si ricava immediatamente la deflessione massima e minima
dell’elemento SMA come:
xmax =
xmin = S
269
S
γ
1−γ
γ
(12)
(13)
Figura 4: Diagramma forza-corsa di un generico elemento SMA in stato attivato e non. Si
noti in linea continua blu l’approssimazione del legame martensitico come lineare con offset
Come si può osservare dell’Eqn. (13), nel caso di due SMA contrapposti, fissando γ =
1, la deflessione minima xmin è nulla, ossia i due elementi attivi lavorano in un campo di
deflessione (deformazione) che va da 0 al valore massimo fissato xadm (adm ).
Compensazione di attuatore con un elemento SMA
Veniamo ora a progettare un attuatore SMA ad un elemento con dispositivo compensatore.
La forza erogata dall’elemento a memoria di forma può essere calcolata tramite l’Eqn. (2)
relativa allo stato austenitico e tramite l’espressione approssimata (4) relativa a quello martensitico. Come si può osservare in Fig. (4), le curve a caldo e a freddo sono divergenti. Ciò
significa che la condizione più sfavorevole per il rispetto dei vincoli di progetto è a xmin ,
dove la differenza fra le due curve è minima. In questo condizione deve essere verificato che
la differenza fra le forze di progetto nelle due direzioni sia uguale alla distanza fra la retta ON
e la retta OFF. Facendo la differenza fra l’Eqn. (2) e (4) calcolate per x = xmin si ottiene:
FON −FOF F = xmin (ka − kmb )−F0m =
kma S
[(s1 − sm ) (1 − γ) − sg (1 − sm )] (14)
γ
L’Eqn. (14) può essere risolta rispetto alla rigidezza a freddo kma ricavando:
kma =
γ (FON − FOF F )
S [(s1 − sm ) (1 − γ) − sg (1 − sm )]
270
(15)
Figura 5: Diagramma forza-corsa di due elementi SMA contrapposti. Il legame martensitico
è stato modellato come lineare con offset
Tabella 1: Rigidezza sistema compensazione per attuatori ad un elemento SMA
Caratteristica di funzionamento desiderata
M inimizzazione variazione f orza
F orza costante in ON
F orza costante in ON
kcomp
mb
− ka +k
2
−ka
−kmb
Da questa tramite le Eqn. (5) e (6) si ricavano le rigidezze dell’elemento SMA nello stato
attivato ka e nel secondo tratto martensitico kmb .
Il passo successivo è quello di definire le caratteristiche desiderate per l’elemento di compensazione, in termini di rigidezza e di forza erogata nella posizione xmin . In particolare al
variare della rigidezza del sistema di compensazione è possibile ottenere attuatori con differenti caratteristiche di funzionamento: in Tabella 1 sono riassunte le principali possibilità.
Per quel che concerne invece l’individuazione della forza che il sistema di compensazione dovrà erogare affinché siano realizzati i valori di forza obiettivo FON , FOF F , è
necessario imporre che la differenza fra la retta ON e la retta del compensatore a x = xmin
(Fig. (4)) sia pari alla forza FON :
FON = ka xmin +Fcomp |x=xmin
(16)
Risolvendo l’espressione (16) in funzione della forza del compesatore e combinando con
l’eq. (13) si ottiene:
1−γ
(17)
Fcomp |x=xmin = FON − ka S
γ
271
La forza fornita dal compensatore al variare della posizione x dell’attuatore risulta:
Fcomp = Fcomp |x=xmin + kcomp (x − xmin )
(18)
in cui il valore di kcomp è sempre negativo come si vede dalla Tab. 1.
Per calcolare la forza erogata dall’attuatore nello stato attivato è sufficiente sommare alla
forza (2) sviluppata dal filo SMA nello stato attivato la forza (18) fornita del compensatore:
Fatt = ka x + Fcomp |x=xmin + kcomp (x − xmin )
(19)
In modo analogo, la forza erogata dall’attuatore nello stato disattivato si calcola sommando la forza sviluppata dal filo SMA nello stato OFF tramite l’Eqn. (3) o la (4) e la
forza del compensatore (18). Utilizzando l’approssimazione bilineare della martensite (3) si
ottiene:
Fdisatt =
⎧
kma x + Fcomp |x=xmin + kcomp (x − xmin )
⎪
⎪
⎨
kma x − (kma − kmb ) (x − xg )
⎪
⎪
⎩
+ Fcomp |x=xmin + kcomp (x − xmin )
se (x ≤ xg )
(20)
se (x > xg )
Compensazione di attuatore con due elementi SMA contrapposti
Nel caso di attuatore con elementi SMA contrapposti, sono presenti nel sistema due elementi
a memoria di forma indicati con 1,2 in generale differenti tra loro per geometria. Per semplicità si ipotizza che questi siano realizzati con la stessa lega e quindi che siano caratterizzati
dagli stessi parametri s1 ,sm ,sg . La forza generata dall’elemento 1 nello stato ON vale:
FSM A1
ON
= ka1 x
(21)
mentre allo stato OFF, utilizzando l’approssimazione di martensite lineare con forza F0m a
deformazione nulla la forza vale:
FSM A1
OF F
= F0m1 + kmb1 x
(22)
Per l’elemento 2, la forza erogata dipende dalla differenza fra il prestiramento imposto ai
due elementi SMA, coincidente con la corsa S (11), e la posizione x dell’attuatore. Esplicitando, nello stato ON l’elemento 2 genera una forza pari a:
FSM A2
ON
= −ka2 (S − x)
272
(23)
mentre allo stato OFF, utilizzando sempre l’approssimazione di martensite lineare con forza
F0m a deformazione nulla la forza vale:
FSM A2
OF F
= −F0m2 − kmb2 (S − x)
(24)
Come per il caso di attuatore a singolo SMA, la forza del compensatore può essere scritta
come:
(25)
Fcomp = Fcomp |x=xmin + kcomp (x − xmin )
In questo caso però, imponendo γ = 1, la deflessione minima xmin è pari a zero (13) per cui
la (25) si riduce a:
Fcomp = F0comp + kcomp x
(26)
dove con F0comp si è indicato la forza del compensatore nella posizione x = 0.
In Fig. (5) si riporta la caratteristica forza - corsa degli elementi attivi di un attuatore a
SMA contrapposti. Per progettare un attuatore di questo tipo, è necessario studiare le due
principali modalità di funzionamento: elemento 1 ON e elemento 2 OFF e viceversa. La
condizione più sfavorevole nel primo caso è quella a x = 0 dove la forza dell’elemento ON
(elemento 1) è nulla e quella dell’elemento OFF (elemento 2) è massima. In questa posizione
dell’attuatore bisogna imporre che la risultante fra la forza (26) fornita dal compensatore e la
forza (24) generata dall’elemento 2 sai pari alla forza voluta FON 1 :
FON 1 = F0comp + (−F0m2 − kmb2 S)
(27)
Nel caso di elemento 2 ON ed elemento 1 OFF, la condizione più sfavorevole è a x = S
dove la forza erogata dall’elemento attivo è nulla mentre quella dell’elemento 1 è massima.
In questa condizione deve essere verificato che la risultante fra forza (26) fornita dal compensatore e la forza (22) generata dall’elemento 1 sia pari alla forza voluta FON 2 :
FON 2 = F0comp + kcomp x + F0m1 + kmb1 S
(28)
Volendo realizzare un attuatore a forza costante in ogni verso di moto è necessario imporre anche che ad elemento 1 attivato la forza erogata a x = S sia FON 1 e che ad elemento
2 attivato la forza a x = 0 sia FON 2 . In queste due situazioni, gli elementi disattivi non
generano forza, in quanto la loro deflessione è nulla. Si ottengono pertanto le due seguenti
equazioni:
FON 1 = F0comp + (kcomp + ka1 )S
(29)
FON 2 = F0comp − ka2 S
(30)
273
Mettendo a sistema l’Eqn. (27-30) si ottengono le seguenti espressioni di progetto per
l’attuatore a SMA contrapposti:
kma1 =
(FON 1 − FON 2 )
S [(s1 − sm ) + 2sg (sm − 1)]
(31)
kma2 = kma1
(FON 1 − FON 2 ) (s1 + sm )
S [(s1 − sm ) + 2sg (sm − 1)]
(33)
sg (FON 1 + FON 2 ) (sm − 1) + (FON 1 s1 − FON 2 sm )
(s1 − sm ) + 2sg (sm − 1)
(34)
kcomp = −
F0comp =
(32)
Dall’Eqn. (31) e (32) tramite le Eqn. (5) e (6) è possibile determinare completamente le
rigidezze dei due elementi attivi.
Per calcolare la forza generata dall’attuatore è sufficiente sommare algebricamente il contributo dei due fili a memoria di forma nei relativi stati di attivazione e quello del sistema di
compensazione. Utilizzando l’approssimazione bilineare della martensite (3) la caratteristica
forza-corsa dell’attuatore nel caso di elemento 1 attivato e elemento 2 disattivato risulta:
F1att =
⎧
ka1 x−kma2 (S − x) + F0comp + kcomp x
⎪
⎪
⎨
ka1 x−kma2 (S − x) + (kma2 − kmb2 ) [S − (x − xg2 )]
⎪
⎪
⎩
+F0comp + kcomp x
se (S − x ≤ xg2 )
se (S − x > xg2 )
(35)
Nel caso opposto di elemento 1 disattivato e 2 attivato l’espressione diventa:
F2att =
kma1 x − ka2 x + F0comp + kcomp x
kma1 x − (kma1 − kmb1 ) (x − xg1 ) − ka2 x + F0comp + kcomp x
se (x ≤ xg1 )
se (x > xg1 )
(36)
Infine, ad attuatore disattivato (entrambi gli elementi OFF) la forza erogata al variare
della posizione x dell’attuatore vale:
274
Fdisatt
⎧
kma1 x−kma2 (S − x) + (kma2 − kmb2 ) ·
⎪
⎪
⎪
⎪
· [S − (x − xg2 )] + F0comp + kcomp x
⎪
⎪
⎪
⎪
⎪
⎪
⎪
⎪
⎨ kma1 x − (kma1 − kmb1 ) (x − xg1 )
−kma2 (S − x) + (kma2 − kmb2 ) [S − (x − xg2 )]
=
⎪
⎪
+F
⎪
0comp + kcomp x
⎪
⎪
⎪
⎪
⎪
⎪
⎪
kma1 x − (kma1 − kmb1 ) (x − xg1 ) −kma2 (S − x)
⎪
⎪
⎩
+F0comp + kcomp x
se (x ≤ xg1 )
se (xg1 < x < S − xg2 )
se (S − x ≤ xg2 )
(37)
3. MECCANISMI DI COMPENSAZIONE
Nella sezione precedente è stato introdotto una metodologia di progettazione integrata di
attuatori compensati a memoria di forma.
Partendo dai dati di progetto, in termini di forza desiderata e corsa richiesta, si perviene
alla determinazione delle costanti elastiche degli elementi a memoria di forma e dell’entità
delle deflessioni massime a cui saranno sottoposti gli elementi. Da queste informazioni è
quindi possibile definire geometricamente gli elementi a memoria di forma (fili o molle)
secondo le consuete formule della costruzione di macchine.
Il metodo fornisce inoltre le caratteristiche che il sistema elastico di compensazione dovrà
avere per ottenere le prestazioni richieste. In particolare si ottengono informazioni circa la
rigidezza elastica che il sistema di compensazione dovrà fornire (Tab. 1 o Eqn.(33) rispettivamente per il caso di singolo elemento SMA e SMA contrapposti) e sulla forza che il sistema
di compensazione dovrà erogare nella posizione di minima escursione (xmin ) dell’attuatore
(Eqn.(17) o (34) rispettivamente per il caso di singolo elemento SMA e SMA contrapposti).
Qualsiasi meccanismo elastico in grado di implementare le caratteristiche suggerite dal
metodo per il sistema di compensazione può essere utilizzato efficacemente per la realizzazione dell’attuatore.
Di seguito si propongono due meccanismi idonei a realizzare il sistema di compensazione
elastica: il bilanciere con corsoio e il doppio quadrilatero articolato.
Compensazione con sistema a bilanciere
Il sistema di compensazione a bilanciere con corsoio di Fig. (6) è costituito da un leveraggio
oscillante fissato a telaio in G per mezzo di una cerniera. Sul bilanciere agisce una molla
tradizionale di trazione avente lunghezza libera L0T rad e rigidezza kT rad , fissata in E a telaio
e in F al braccio più corto del bilanciere, mediante due cerniere.
Sull’altro braccio del bilanciere, tramite un corsoio O dotato di guida verticale, agiscono
gli elementi attivi a memoria di forma. Nel caso di attuatore a singolo elemento SMA,
l’elemento attivo sarà collocato nella parte inferiore del dispositivo e vincolato a telaio in
P. Nel caso invece di attuatore a elementi contrapposti il secondo elemento attivo sarà collocato nella pare superiore e vincolato a telaio in Q. Osservando l’architettura del meccanismo
si può osservare come questo presenti un punto di equilibrio instabile. Questa condizioni si
275
Figura 6: Sistema di compensazione elastica a bilanciere con corsoio
verifica quando l’asse della molla convenzionale EF passa per il perno G del bilanciere. In
questa situazione la forza erogata dal meccanismo di compensazione sugli elementi a memoria di forma è nulla. Nel caso di attuatore a singolo elemento attivo, la molla tradizionale EF
non valica mai il punto di equilibrio instabile G, in modo da fornire in ogni punto della corsa
una forza di contrasto all’elemento SMA, indispensabile per deformarlo allo stato disattivato.
Nel caso invece di attuatore ad elementi contrapposti, si verifica il passaggio del punto di
equilibrio instabile in prossimità della metà della corsa S dell’attuatore: in questo modo il
meccanismo coadiuva per metà corsa il primo elemento attivo e per l’altra metà il secondo.
Nell’ipotesi che il valore assoluto assunto dall’angolo β sia piccolo ossia se risulta verificato che:
lo + x − (a + d) << c
(38)
è possibile scrivere le seguenti espressioni, tutte approssimate:
β(x) =
l0 + x − (a + d)
c
lT rad = a + b
276
(39)
(40)
aβ
a+b
α(x) =
FT rad = kT rad (lT rad − l0T rad )
FComp (x) = −
kComp =
bFT rad α(x)
c
abFT rad
∂FComp
=−
∂x
(a + b) c2
(41)
(42)
(43)
(44)
dove con FT rad si è indicata la forza erogata della molla convenzionale.
Mettendo a sistema l’espressione (43) calcolata a x = xmin con l’espressione (44) si
ricavano le espressioni di a e di L0T rad che determinano il corretto dimensionamento del sistema di compensazione, una volta fissati a piacere i parametri geometrici b, c, d e la rigidezza
della molla tradizionale kT rad :
2
kcomp (A − b + d − l0 ) + Fcomp |xmin c2 kcomp
γ−B
(45)
l0T rad =
B kcomp
a = l0 − A − d −
A=S
Fcomp |xmin
kcomp
γ−1
γ
(46)
B = b kT rad γ kcomp (d − l0 + A) + Fcomp |xmin
(47)
(48)
dove A e B sono i due raggruppamenti presenti nell’equazioni (45) e (46).
In queste espressioni occorre sostituire al termine Fcomp |xmin il valore che si ottiene
dall’espressione (17) nel caso di attuatore a singolo SMA o dall’espressione (34) nel caso di
277
Figura 7: Sistema di compensazione elastica con doppio quadrilatero articolato
attuatore a SMA contrapposti. Analogamente il termine kcomp assume una delle espressioni
di Tab. 1 se l’attuatore è singolo elemento SMA o il valore che si ottiene dell’espressione
(33) nel caso di SMA contrapposti.
Le espressioni ottenute possono ritenersi valide anche nel caso in cui non sia presente
il corsoio e gli elementi attivi a memoria di forma siano quindi collegati direttamente al
bilanciere. Questo è tanto più vero quanto più la deflessione degli elementi a memoria di
forma è piccola rispetto alla loro lunghezza. Nel caso di elementi attivi a forma di filo questa
approssimazione è sempre lecita, in quanto le deflessioni massime sono dell’ordine del 3-4%.
Nel caso invece di elementi a molla è opportuno verificare l’accettabilità dell’approssimazione.
Compensazione con sistema a doppio quadrilatero articolato
In Fig. (7) si propone un secondo sistema di compensazione elastica formato da due quadrilateri articolati posti in serie.
Il quadrilatero denominato I è composto da 4 bielle di lunghezza m. Le due bielle inferiori sono collegate a telaio rispettivamente in D e in E e la distanza tra le due cerniere è
pari a f . Le due bielle superiori invece sono collegate ad un elemento rigido mediante due
cerniere in R e in S distanti f . All’interno del quadrilatero I, collegata alle cerniere T e U è
inserita una molla tradizionale, denominata A, avente rigidezza kA e lunghezza libera LOA .
Il quadrilatero denominato II è formato da 4 bielle di lunghezza n. Le due bielle superiori
sono collegate a telaio rispettivamente in F e in G e la distanze tra le due cerniere è pari a g.
278
Le due bielle inferiori del quadrilatero si impegnano invece su un elemento rigido PQ tramite
due cerniere distanti anche’esse g. Il quadrilatero II contiene due molle tradizionali. La
prima, denominata B, avente rigidezza kB e lunghezza libera LOB , è collegata alle cerniere
V e Z. La seconda, denominata C, avente rigidezza kC e lunghezza libera LOC , è collegata
ad un estremo a telaio (in GF) e all’altro estremo al membro PQ.
I due membri rigidi PQ e RS sono a loro volta collegati insieme rigidamente, in modo
da formare un unico membro mobile. Il moto di questo elemento è guidato da un sistema di
guide che consente al sistema il solo movimento verticale.
Oltre alle molle tradizionali, all’interno dei due quadrilateri sono presenti anche gli elementi attivi SMA. In particolare, nel caso di attuatori a singolo elemento attivo, l’elemento a
memoria di forma sarà ospitato dal quadrilatero I e sarà collegato fra telaio (DE) e l’elemento
mobile (PQ). Nel caso di attuatore a SMA contrapposti, anche nel quadrilatero II verrà inserito un elemento attivo, collegato fra telaio (FG) e il membro mobile (PQ).
Le natura delle molle tradizionali presenti nel meccanismo dipende dalla natura delle
molle attive a memoria di forma. In particolare, se quest’ultime sono molle di trazione anche
le molle tradizionali saranno di trazione e viceversa.
Rispetto al sistema a bilanciere con corsoio questo meccanismo ha in vantaggio che tutte
le articolazioni sono delle cerniere.
Studiando l’equilibrio della serie dei due meccanismi, senza la presenza degli elementi a
memoria di forma, si perviene alla seguente espressione della forza fornita in funzione della
posizione dell’elemento mobile:
Fcomp =
√
kA (l0 +x) f −l0A +2
m2 − 14 (l0 +x)2
√
−
+
2 m2 − 14 (l0 +x)2
√
kB (l0 +S−x) g−l0B +2 n2 − 14 (l0 +S−x)2
√ 2 1
+ kC (l0 − l0C + S − x)
−
2
2
n − 4 (l0 +S−x)
(49)
Analizzando l’Eqn. (49) si determina che per ottenere un sistema compensatore a rigidezza
costante è necessario imporre le seguenti relazioni fra le lunghezze libere e le rigidezze delle
molle:
l0A = f
l0B = g
kB = kC
(50)
Inserendo le relazioni (50) nell’Eqn. (49) si ottiene la nuova espressione della forza
erogata del sistema di compensazione a doppio quadrilatero articolato in funzione della posizione x dello stesso:
(51)
Fcomp = −kA (l0 + x) + kC l0C
Derivando l’Eqn. (51) rispetto alla posizione x del meccanismo otteniamo la rigidezza
del sistema:
kcomp =
∂Fcomp
= −kA
∂x
279
(52)
Nella posizione x = xmin la forza erogata dal sistema di compensazione a doppio quadrilatero articolato risulta:
Fcomp = −kA (l0 + xmin ) + kC l0C
(53)
Uguagliando le Eqn. (52) e (53) rispettivamente ai valori di rigidezza e di forza nella posizione di minima escursione individuati con la procedura di dimensionamento dell’attuatore
compensato è possibile determinare il corretto dimensionamento del compensatore a doppio
quadrilatero.
Il corretto dimensionamento del compensatore impone che la rigidezza della molla A
sia pari al modulo della rigidezza voluta per il sistema di compensazione. Grazie a questa
relazione, dall’Eqn. (53) è possibile determinare il corretto prodotto fra la rigidezza e la
lunghezza libera della molla C:
kC l0C = Fcomp − kA (l0 + xmin )
(54)
Dall’imposizione dell’Eqn. (50) consegue che la molla B e la molla C dovranno avere la
stessa rigidezza e che la lunghezza libera della molla B dovrà essere è pari a g. Risulta allora
conveniente fissare al valore g anche la lunghezza libera della molla C, in modo da avere nel
quadrilatero II due molle identiche:
l0B = l0C = g
(55)
Inserendo la relazione (55) nella Eqn. (54) è possibile determinare univocamente la
rigidezza della molla C:
kC =
Fcomp + kA (l0 + xmin )
g
(56)
4. DISCUSSIONE
Proporzionamento generale dell’attuatore compensato
Per il dimensionamento di un attuatore a memoria di forma compensato elasticamente occorre
innanzitutto definire il tipo di lega che si vuole utilizzare, il che presuppone la conoscenza
dei parametri caratteristici s1 , sm , sg , F0m definiti nelle Eqn. (5),(6),(7),(8).
Nel caso di dimensionamento di un attuatore ad un elemento SMA, occorre anche fissare
il parametro di efficienza di ingombro γ, Eqn. (10), che permette di risalire, nota la corsa
desiderata S, alla deflessione massima a cui l’elemento sarà soggetto. Per differenza è quindi
280
nota anche la deflessione minima. Nel caso invece di attuatori a due elementi SMA contrapposti, il parametro è convenientemente scelto di valore unitario e pertanto la deflessione
massima sarà pari alla corsa e la deflessione minima sarà nulla per entrambi gli elementi.
Tramite l’Eqn. (15), valida nel caso di un solo elemento, o tramite le Eqn. (31) e (32)
nel caso di elementi contrapposti, è quindi possibile ricavare il valore delle rigidezze degli
elementi attivi, a prescindere da come questi saranno realizzati (molle, fili o altre forme).
Successivamente è necessario determinare le caratteristiche da imporre al sistema di compensazione, in termini di rigidezza e precarico nella configurazione di minima deflessione
secondo le seguenti regole.
Nel caso di attuatore ad un elemento SMA, la rigidezza del compensatore va scelta in
funzione del comportamento che si vuole ottenere dall’attuatore: forza costante in una delle
due direzioni o minimizzazione della variazione della forza erogata lungo la corsa, secondo le
indicazioni di Tab. 1. Il valore del precarico relativo alla posizione x = xmin è invece fornito
dall’Eqn. (17). In ogni caso, il compensatore agisce sempre con una forza opposta alla
forza dell’elemento a memoria di forma: la sua azione cresce all’aumentare della posizione
x assunta dall’attuatore.
Nel caso di attuatore a due elementi attivi, come visto, è sempre possibile e conveniente ottenere attuatori a forza costante in entrambi i versi di azionamento. Tramite l’Eqn.
(33) e (34) è possibile determinare le caratteristiche che il sistema di compensazione dovrà
possedere per rispettare i dati di progetto. In particolare il valore della forza di precarico
secondo l’ espressione (34) è riferita alla posizione x = 0. Nel caso di attuatore a SMA contrapposti, la forza erogata dal compensatore cambia di segno a metà della corsa dell’attuatore:
in questa posizione la sua azione è nulla. Nel tratto di corsa compreso fra 0 < x < S/2 la
forza che eroga è concorde alla forza generata dell’elemento 1, mentre nel tratto di corsa
compreso fra S/2 < x < S è concorde alla forza generata dell’elemento 2.
L’introduzione del sistema di compensazione rende l’attuatore privo di una posizione di
equilibrio stabile nello stato disattivato. Questo obbliga ad introdurre finecorsa meccanici per
prevenire sovradeformazioni del materiale a memoria di forma che potrebbero comprometterne la durata. Nel caso di attuatore ad un elemento SMA è sufficiente un solo finecorsa e
l’attuatore nello stato disattivato risulta essere monostabile. Nel caso di attuatore a SMA contrapposti invece, sono necessari due finecorsa meccanici e l’attuatore risulta bistabile nello
stato disattivato. La possibilità di creare attuatori mono o bistabili introduce grandi benefici
come la possibilità di realizzare attuatori che in assenza di alimentazione mantengono una
posizione stabile, la possibilità di realizzare posizionamenti precisi e ripetitivi e la facilità nel
controllo dell’attuatore stesso.
In appendice 1 si propone un esempio di applicazione della metodologia di progettazione
presentata. L’esempio riprende il dimensionamento di un attuatore a singolo elemento SMA
proposto in [1] e permette di valutare il miglioramento delle prestazioni che si ottengono dalla
compensazione degli attuatori a memoria di forma.
Meccanismi di compensazione
Per la progettazione del sistema di compensazione si propongono due differenti meccanismi:
il bilanciere con corsoio e il doppio quadrilatero articolato. Con entrambi i meccanismi è possibile imporre indipendentemente sia il precarico che la rigidezza del sistema. Per il sistema
di compensazione a bilanciere la rigidezza che si ottiene varia in funzione della posizione del
meccanismo, anche se le variazioni risultano modeste se il dimensionamento geometrico del
281
compensatore rispetta la condizione (38).
Il secondo sistema di compensazione che si propone prevede invece l’inserimento degli
elementi a memoria di forma (uno o due a seconda del tipo di attuatore) all’interno di un
quadrilatero articolato. Il quadrilatero I (Fig. (7)), dotato di una sola molla tradizionale ha
la funzione di fornire al sistema di compensazione la rigidezza voluta. Quello dotato di due
molle tradizionali (quadrilatero II, in Fig. (7)) ha invece la funzione di regolare il precarico
del sistema di compensazione senza modificarne la rigidezza: questo è possibile inserendo
due molle di egual rigidezza (kB = kC ) nel quadrilatero II e imponendo che la lunghezza
libera della molla B sia pari alla distanza fra le cerniere g. In questo modo il quadrilatero
II fornisce una forza costante indipendentemente della configurazione assunta e il valore del
precarico può essere modificato agendo sulla rigidezza delle molle e sulla lunghezza libera
della molla C. Quest’ultima può però essere convenientemente posta uguale a quella della
molla B in modo da ridurre la diversità dei componenti. Dunque se le condizioni (50) sono
rispettate e la geometria del meccanismo è precisa si realizza un sistema a rigidezza costante.
A prescindere dall’architettura del compensatore che si utilizza, nel caso di attuatore a
SMA contrapposti si registrano nelle due zone estremali della corsa dei picchi di forza dovuti
al fatto che in queste zone la forza necessaria a deformare l’elemento disattivato è minore
di quella considerata nella fase di progettazione dell’attuatore. Nel dimensionamento infatti
si è approssimato il comportamento bilineare dell’elemento a memoria di forma nello stato
disattivato con una legge di tipo lineare con offset, che sovrastima la forza necessaria alla sua
deformazione (Fig.(5)).
Nel caso di attuatore ad un solo elemento SMA lo stesso fenomeno si può verificare solo
durante la corsa di ritorno (SMA disattivato) ed esclusivamente nel caso in cui xmin < xg ,
ossia se γ > (1 − sg ) (Fig.(4)). Anche in questo caso si ha un aumento del modulo della
forza rispetto a quella di progetto.
Oltre ai due sistemi di compensazione illustrati nel paragrafo precedente si stanno sviluppando anche sistemi di compensazione basati su meccanismi cedevoli (compliant mechanism). In particolare è in corso di studio l’applicazione, come sistema di compensazione
cedevole, di molle a disco conico (tipo Belleville) [7]. Infine un’altra possibilità che si sta
valutando è quella di realizzare il sistema di compensazione sfruttando un dispositivo magnetico.
5. CONCLUSIONI
Il lavoro introduce il principio della compensazione elastica negli attuatori a memoria di
forma allo scopo di massimizzare la corsa sviluppata e la forza erogata.
Si presenta una metodologia di progettazione integrata dell’intero attuatore composto da
uno o da due elementi attivi e dal sistema di compensazione. Grazie al metodo sviluppato è
possibile dimensionare completamente l’attuatore a partire dalla forza e della corsa richiesta.
La metodologia introdotta è del tutto generale e permette di progettare attuatori di qualsiasi
tipo: a molle, a fili, o altro. Anche per ciò che concerne il sistema di compensazione elastica la
metodologia è del tutto generale e permette di determinare la rigidezza necessaria e il livello
di precarico, indipendentemente dall’architettura di compensatore che si implementerà.
Nel lavoro si presentano due meccanismi di compensazione, uno a bilanciere e uno a
doppio quadrilatero articolato, che consentono di implementare le caratteristiche elastiche
volute.
Infine si presenta un esempio di proporzionamento di una attuatore compensato a singolo
282
elemento a memoria di forma e si valutano le prestazioni ottenute in confronto a quelle di un
attuatore non compensato.
APPENDICE 1
In appendice 4 del lavoro [1] è proposto un esempio numerico applicativo della metodologia
di progettazione di attuatori a memoria di forma tradizionali. In particolare è proposto un
dimensionamento di un attuatore a singolo SMA capace di garantire una corsa di 5mm e una
forza utile minima in entrambe le direzioni di moto pari a 5N.
Nell’esempio si utilizza una lega a memoria di forma NiTiNol, modellata come perfettamente elastica sia in fase austenitica che in fase martensitica. Il valore del parametro s1 è
ipotizzato pari a 2.875.
Applicando la metodologia proposta si ricava che l’elemento a memoria di forma deve
avere una rigidezza in stato martensitico k1sc di 1.14N/mm; inoltre la massima deflessione
a cui sarà soggetto risulta pari a 17.35mm. La molla convenzionale di contrasto è invece
caratterizzata da una rigidezza k2 di 2.18N/mm e la sua deflessione risulta 16.44mm. Il
prestiramento p da imporre al sistema risulta pari a 28.79mm. Seguendo il procedimento
proposto in [1], la forza utile erogata dall’attuatore non compensato nello stato attivato e disattivato può essere calcolata tramite le seguenti due espressioni:
⎧
⎨ k1sc · s1 · x − k2 · (p − x) se Attivato
F=
⎩
k1sc · x − k2 · (p − x)
se Disattivato
la cui rappresentazione grafica è visibile in Fig. (8a).
Passiamo ora a dimensionare, secondo la metodologia precedentemente esposta, l’attuatore
compensato a singolo SMA che rispetti le medesime caratteristiche nominali. Ovviamente
utilizziamo la stessa lega e lo stesso tipo di modellazione per il materiale a memoria di forma.
Volendo modellare il materiale allo stato martensitico come perfettamente elastico fissiamo i parametri sm e sg secondo quanto prescritto dalla (9). Dovendo l’attuatore erogare una
forza di 5N in entrambe le direzioni di moto, i dati di progetto FON , FOF F valgono:
FON = 5N
FOF F = −5N
Per dimensionare l’attuatore compensato a singolo SMA è necessario fissare il rapporto di efficienza di ingombro γ. Per questo esempio applicativo e di comparazione con le
prestazione degli attuatori non compensati, si è deciso di fissare il valore di questo parametro
affinchè si ottenga per l’elemento a memoria di forma la stessa rigidezza (sia a caldo che
a freddo) dell’elemento a memoria di forma dell’attuatore non compensato. In questo modo
risulta più semplice confrontare le prestazioni dei due dispositivi, essendo costituiti dal medesimo elemento attivo. Il valore di γ che permette di ottenere la stessa rigidezza dell’elemento
attivo dell’esempio di [1] si ricava risolvendo l’Eqn. (15) in γ e imponendo la rigidezza a
freddo dell’elemento SMA kma pari a 1.14, ottenendo:
γ=
kma s [(s1 −sm )(1−γ)−sg (1−sm )]
(FON −FOF F )
=
1.14·5 [(2.875−1)(1−0.52)−1(1−1)]
[5−(−5)]
283
= 0.513
Nello stato attivato, la rigidezza dell’elemento a memoria di forma si calcola mediante
l’Eqn. (5) e vale 3.27N/mm.
La deflessione massima dell’elemento a memoria di forma risulta (12):
xmax =
S
γ
=
5
0.52
= 9.61mm
Il passo successivo consiste nel fissare la rigidezza del compensatore kcomp a seconda
della caratteristica desiderata per l’attuatore che si sta progettando, scegliendo una delle possibilità indicate in Tab. 1. In questo caso ipotizziamo di voler ottenere un attuatore che generi
una forza costante nello stato attivato, per cui fissiamo kcomp = −ka = −3.32N/mm.
La forza che il compensatore deve erogare nella posizione di x = xmin = 4.61mm si
calcola tramite l’Eqn. (17) ottenendo:
=
= Fcomp |x=4.61 = 5 − 3.32 · 5 1−0.52
Fcomp |x=xmin = FON − ka S 1−γ
γ
0.52
−10.32N.
Nel caso di attuatore compensato la forza utile erogata può essere calcolata tramite
l’espressione (19) per lo stato attivato e mediante la (20) per lo stato disattivato. Considerando
il legame puramente elastico utilizzato per la modellazione della martensiste si ottiene:
⎧
se attivato
⎨ ka x + Fcomp |x=xmin + kcomp (x − xmin )
F=
⎩
kma x + Fcomp |x=xmin + kcomp (x − xmin ) se disattivato
La curva caratteristica dell’attuatore compensato progettato è visibile in Fig. (8b).
A seguito del valore scelto per il coefficiente di efficienza di ingombro dell’attuatore
compensato, gli elementi attivi dei due attuatori sono identici, ossia caratterizzati dalla stessa
rigidezza.
Il confronto prestazionale dei due dispositivo può dunque essere effettuato in due modi.
In primo luogo, se ipotizziamo di far lavorare l’elemento a memoria di forma dell’attuatore
compensato allo stesso livello di deflessione massima dell’attuatore non compensato (e quindi
di deformazione essendo gli elementi attivi uguali), si può notare come la corsa erogata
dall’attuatore compensato nel rispetto dei vincoli di forza minima, sia molto superiore (S ∗
di Fig. (8b) >> S di Fig. (8a)). L’incremento di corsa è quantificabile in un fattore 2.5.
Nel caso invece confrontiamo i due dispositivi sulla base della corsa di progetto S, risulta
che l’elemento a memoria di forma dell’attuatore compensato lavora ad una deflessione massima inferiore di 1.7 volte rispetto quella dell’attuatore non compensato. Questi incrementi di
prestazione non risultano influenzati dalla scelta effettuata relativa al tipo di attuatore (forza
costante o minimizzazione della variazione della forza erogata).
284
Figura 8: Caratteristica forza-corsa dello stesso attuatore in due condizioni: a) senza compensazione, b) con sistema di compensazione
APPENDICE 2
Lista dei simboli
a
A
Af
b
B
c
d
Ea
Em a
Em b
f
F
F1att
F2att
Fatt
Distanza tra fulcro del bilanciere ed estremo E molla convenzionale
Costante dell’espressioni di dimensionamento del compensatore bilanciere
Temperatura di fine trasformazione Martensite-Austenite
Lunghezza del braccio corto del bilanciere
Costante dell’espressioni di dimensionamento del compensatore bilanciere
Distanza tra la retta d’azione degli elementi SMA e il fulcro del bilanciere
Distanza tra il piano di vincolamento delle molla convenzionale e di
quella SMA nel sistema di compensazione a bilanciere
Modulo elastico SMA in stato austenitico
Modulo elastico SMA in stato martensitico
Pendenza secondo tratto del diagramma σ − SMA in stato martensitico
Distanza fra le cerniere D-E del quadrilatero I del compensatore a doppio
quadrilatero articolato
Forza erogata dall’attuatore dell’esempio di calcolo di appendice 1
Forza erogata attuatore SMA contrapposti nel caso di elemento 1 ON
e 2 OFF
Forza erogata attuatore SMA contrapposti nel caso di elemento 2 ON
e 1 OFF
Forza erogata attuatore a singolo elemento nel caso di elemento ON
285
Fcomp
Fdisatt
F0m
FON
FON 1
FON 2
FOF F
FSM A1
ON
FSM A2
ON
FSM A ON
FSM A1 OF F
FSM A2
FSM A
FT rad
g
ka
kA
kB
kcomp
kC
kma
kmb
kT rad
lT rad
l0
l0A
l0B
OF F
OF F
Forza erogata dal sistema di compensazione elastica
Forza erogata attuatore SMA (sia singolo SMA che contrapposti) nello
stato OFF
Forza dell’elemento SMA disattivato a deformazione nulla nel modello
lineare con offset
Forza di progetto richiesta all’attuatore singolo SMA nello stato attivato
Forza di progetto richiesta all’attuatore SMA contrapposti con elemento 1
attivato
Forza di progetto richiesta all’attuatore SMA contrapposti con elemento 2
attivato
Forza di progetto richiesta all’attuatore singolo SMA nello stato disattivato
Forza erogata dall’elemento SMA1 attivato per attuatore a SMA
contrapposti
Forza erogata dall’elemento SMA2 attivato per attuatore a SMA
contrapposti
Forza erogata dall’elemento SMA attivato per attuatore a singolo SMA
Forza erogata dall’elemento SMA1 disattivato per attuatore a SMA
contrapposti
Forza erogata dall’elemento SMA2 disattivato per attuatore a SMA
contrapposti
Forza erogata dall’elemento SMA disattivato per attuatore a singolo SMA
Forza della molla convenzionale del compensatore a bilanciere
Distanza fra le cerniere F-G del quadrilatero II del compensatore a doppio
quadrilatero articolato
Rigidezza elemento a memoria di forma nello stato attivo
Rigidezza della molla tradizionale A del quadrilatero I del compensatore
a doppio quadrilatero articolato
Rigidezza della molla tradizionale B del quadrilatero II del compensatore
a doppio quadrilatero articolato
Rigidezza del sistema elastico di compensazione
Rigidezza della molla tradizionale C del quadrilatero I del compensatore
a doppio quadrilatero articolato
Rigidezza elemento a memoria di forma nello stato disattivo (primo tratto)
Rigidezza elemento a memoria di forma nello stato disattivo
(secondo tratto)
Rigidezza della molla convenzionale del compensatore a bilanciere
Lunghezza della molla convenzionale del compensatore a bilanciere
Lunghezza indeformata degli elementi a memoria di forma
Lunghezza libera della molla tradizionale A del quadrilatero I del
compensatore a doppio quadrilatero articolato
Lunghezza libera della molla tradizionale B del quadrilatero II del
compensatore a doppio quadrilatero articolato
286
l0C
l0T rad
m
Mf
n
p
S
sg
sm
s1
x
xadm
xg
xmax
xmin
α
β
adm
g
γ
Lunghezza libera della molla tradizionale C del quadrilatero II del
compensatore a doppio quadrilatero articolato
Lunghezza libera della molla convenzionale del compensatore a bilanciere
Lunghezza delle bielle del quadrilatero I del compensatore a doppio quadrilatero
articolato
Temperatura di fine trasformazione Austenite-Martensite
Lunghezza delle bielle del quadrilatero II del compensatore a doppio quadrilatero
articolato
Prestiramento totale degli elementi a memoria di forma
Corsa dell’attuatore
Rapporto fra la deflessione a cui si registra il cambiamento di rigidezza in
stato martensitico e la deflessione massima ammissibile
Rapporto fra le due rigidezze a freddo della lega nel modello bilineare dello
stato martensitico
Rapporto fra il modulo elastico a caldo e a freddo della lega a memoria di forma
Ascissa che individua la posizione dell’attuatore
Deflessione massima di progetto per l’elemento SMA
Deflessione dell’elemento SMA a cui si registra il cambiamento di rigidezza in
stato martensitico
Deflessione massima dell’elemento SMA o dell’attuatore
Deflessione minima dell’elemento SMA o dell’attuatore
Angolo di inclinazione relativa fra molla convenzionale e bilanciere
Angolo di inclinazione del bilanciere
Livello di deformazione massima di progetto del materiale SMA
Livello di deformazione del materiale SMA a cui si registra il cambiamento di
pendenza del diagramma σ − Parametro di efficienza d’ingombro
BIBLIOGRAFIA
[1] Spinella, I., and Dragoni, E., 2009. “Design equations for binary shape memory actuators under
dissipative forces”. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part C: Journal of
Mechanical Engineering Science, 223, pp. 531–543.
[2] Spinella, I., Mammano, G. S., and Dragoni, E., 2009. “Conceptual design and simulation of a
compact shape memory actuator for rotary motion”. Journal of Materials Engineering and Performance, 18, pp. 638–648.
[3] Rahman, T., Ramanathan, R., Seliktar, R., and Harwin, W., 1995. “A simple technique to passively
gravity-balance articulated mechanisms”. Journal of Mechanical Design, 117(4), pp. 655–658.
[4] Nathan, R. H., 1985. “A constant force generation mechanisms”. Journal of Mechanical Design,
117, pp. 508–512.
[5] Berselli, G., Vertechy, R., Vassura, G., and Castelli, V. P., 2009. “Design of a single-acting
constant-force actuator based on dielectric elastomers”. Journal of Mechanisms and Robotics,
1(3), p. 031007.
[6] Ishii, H., and Ting, K.-L., 2004. “Sma actuated compliant bistable mechanisms”. Mechatronics,
14(4), pp. 421 – 437.
[7] Norton, R. L., 2006. Machine Design An Integrated Approch. Prentice Hall.
287
288
CABLE-BASED ROBOTIC SYSTEMS FOR
POST-STROKE NEUROREHABILITATION
Aldo Rossi
Dept. of Innovation in Mechanics and Management (DIMEG),
University of Padua, Italy
E-mail: [email protected]
Damiano Zanotto
Dept. of Innovation in Mechanics and Management (DIMEG),
University of Padua, Italy
E-mail: [email protected]
Giulio Rosati
Dept. of Innovation in Mechanics and Management (DIMEG),
University of Padua, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. The rehabilitative treatment of post-stroke patients represents a constantly
expanding research field. The main goal of the research activities is to improve the intensity
and effectiveness of traditional protocols for post-stroke patients, by employing robot
technology and multisensory stimulation. As to the robot technology employed in the
treatment of the upper limb, two main approaches can be found in the literature. The first
one is based on exoskeletal kinematic structures, whereas the second one achieves the
mobilization of the arm/hand by controlling the movements of an end-effector to which the
former is linked.
This paper presents the approaches and the prototypes developed in the Rehabilitation
Robotics Lab of the Dept. of Innovation in Mechanics and Management (DIMEG),
University of Padua. Essentially, our approach consists in employing cable-based robotic
devices for the treatment of the upper limbs in acute and sub-acute subjects. Two prototypes
have been developed so far - the NeReBot and the MariBot - the former of which undergone
a randomized controlled trial with sub-acute patients, showing positive results. In
addition, a new cable-based robot, called the Sophia-4, is being developed to extend the
robot-assisted rehabilitation treatment to chronic patients. This device is able to carry out
the mobilization of the upper limb over a planar workspace. An adaptive controller manages
the human-machine interaction, with the aim to obtain a compliant behavior of the robot,
capable of providing a customized level of assistance based on patient’s recovery.
Keywords: rehabilitation robotics, neurorehabilitation, cable-driven robots
289
1. INTRODUCTION
The research group leaded by Prof. Aldo Rossi at the Department of Innovation in Mechanics
and Management (DIMEG) of University of Padua, Italy, has a twenty-five years experience
in the field of Robotics and Industrial Automation. The research activity is held within the
Robotics, Mechatronics and Rehabrobotics Laboratories at DIMEG, where the prototypes of
several robotic devices have been developed and tested through the last decades.
Our activity in the field of rehabilitation robotics started with the design of two cabledriven table-top haptic displays, shown in Fig. (1) and Fig. (2), which were built in the late
1990’s. These devices were not specifically designed for rehabilitation purposes, but gave us
the know-how for the development of two cable-driven robots for upper-limb rehabilitation:
the NeReBot and the MariBot, depicted in Fig. (7) and Fig. (8) respectively.
The first robot was conceived by Prof. Paolo Gallina in collaboration with Dr. Stefano
Masiero from the Department of Rehabilitation Medicine of University of Padua and with
Eng. Claudio Fanin from the National Institute for Nuclear Physics in Padua (INFN). Their
idea was to create a simple, easy-to-use machine to target post-stroke patients in a very early
stage. To the best of the authors’ knowledge, this kind of investigation had never been done
before, since most rehabilitation robots were not conceived to be moved through the hospital
ward to reach the patients laying on the bed [1–3]. For this purpose, the NeReBot was built
onto a wheeled frame, and the cable-drive actuation was used to obtain the motion of the
patient’s upper limb in the three-dimensional space. These features distinguish the NeReBot
from all the devices previously developed by other research groups (please refer to [2] for
a review on robot-aided rehabilitation, and to [4, 5] for more information on cable-driven
devices for rehabilitation).
The clinical results of the first pilot study on the NeReBot demonstrated that high gains
in the very acute setting can be achieved with a relatively simple, low-degrees-of-freedom
robot [6, 7]. This result may have a relevant impact on the field of rehabilitation robotics,
leading to the design of a novel family of robots suitable to be operated at bed-side.
During the clinical trials of NeReBot, the collaboration with the medical staff from the
Department of Rehabilitation Medicine was consolidated, and several suggestions for the
design of a second machine came up. This device, called the MariBot, exploits the same
principle of the NeReBot but, thanks to two additional degrees of freedom, has a significantly
wider working space and yields better performance in terms of patient’s arm trajectory (please
refer to [5] for major details).
Recently, the design of a new cable-driven device has been started. Sophia-4, which
has been conceived for the treatment of chronic patients, is characterized by a simple, costeffective planar design, which makes this machine suitable to be used inside decentralized
rehabilitation units [8, 9]. The device is shown in Fig. (9).
This paper describes the robotic tools developed at our Laboratories with some details,
with the aim of drawing the recent evolution of our research activity in the field of rehabilitation robotics.
2. ROBOTIC DEVICES AT DIMEG
In this section, the robotic devices developed at the Robotics, Mechatronics and Rehabrobotics
Labs of DIMEG are introduced. More detailed information on these robots can be found in
the cited references.
290
Cable-driven haptic displays
The first cable-driven haptic device developed within our research group, called the the
Feriba3 [10,11], is depicted in Fig. (1). The Feriba3 is a haptic display with a planar working
space, which exploits 4 driven cables to generate 3 generalized forces on a round-shaped endeffector. End-effector position is imposed by the operator, who perceives the force-feedback
from the device (from this point of view, the Feriba3 is an impedance haptic display). The
direction and amount of force reflected depends on end-effector position and on the specific
remote or virtual environment represented.
By using a downward-oriented compressed airflow, the friction between the end-effector
and the table is reduced, so that very high transparency is obtained 1 . The wires are wound
around a motorized pulley at one end and around the end-effector on the other end. This
particular kinematic solution yields good force-exertion capabilities, since two force components and one moment can be generated independently on the end-effector, regardless its
position in the working space.
In Fig. (1), the round-shaped end-effector of the Feriba3 is placed in the middle of the
working space. The virtual environment shown on the monitor is a sort of square playground
bounded by four elastic virtual walls, in which the end-effector and a second round object
are represented. By moving the end-effector, the operator can feel the presence of the round
object and of the borders of the playground. Also, different friction coefficients can be simulated for the table surface.
Few years later, a second cable-driven haptic display was designed: the Piroga5 [13, 14].
This device has a pen-shaped end-effector, whose tips are connected to three driven cables
each. In this way, by controlling the torque exerted by six DC electric motors, it is possible
to produce three force components and two moment components on the end-effector. In fact,
no moment can be exerted along the main axis of the pen.
Figure 1:
The Feriba3 haptic display, a three degrees-of-freedom cabledriven impedance haptic device.
Figure 2: The Piroga5 haptic display. In
this trial, the contact of the pen-shaped endeffector with a NURBS surface is simulated.
1 Haptic transparency is used to quantify the fidelity with which virtual object properties are presented to and
perceived by the human operator [12].
291
iM [Nmm]
250
300
350
40
0
45
0
50
0
1
100 50
50
200
400
300
y [mm]
4
5
50
0
22.5
11
.5
3
0.5
3.5
100
300
−150
250
200
0.5
150
3
2.5
1.
152
−200
200
15
0
−200
Figure 3: Contour plot of iF [N]
350
150
400
300
250
200
−100
150
200
100
50
100
50
−150
350
4.5
4
1050
0
5
7.
3.5
6.
5
4.5
6
3
0.5
0
−50
0
x [mm]
50
100
150
5000
1
150
3
5
55
250
221.51.5
300
400
150
5
4.5
3
2.5
1.52
0.5 1
0
50
x [mm]
0
50
−100
112.5.25
−50
4
20
250
450
6
5.5
3.5
−200
32.5
2
1.5
0.5 1
−150 −100
3.5
6.5
300
350
450
0.5
3.5
4
6
5.5
200
250
250
−50
3
5
4.5
−150
0
150
350
8
7.5
7
200
50
50 0
10
50
100
150
0
50
0
45
0
40
350
300
250
200
150
100
50
9.5
−100
−200
4.5
7
8.
5.5
8
7.5 7
6.5
5.5
4.5
4
3.5
6
5
2.5
2
1.5
1
−50
9
8.
5
6
7.
5
9
2.5
21.5
1
5
5
8
100
5
0
150
6.5
7
0.5
y [mm]
4.5
200
5.5
6
5.5
100
50
5
50
100
200
150
100
50
4.5
4
4
3.5
.5
3 22
1.
15
150
0.5 1.5
12
2.5
3
3.5
1
1.5
2
2.5
3
3.5
4
6.5
200
0.5
1
1.5
2
2.5
3.5 3
4
100
50
iF [N]
0.5
10
50 0
200
Figure 4: Contour plot of iM [Nmm]
Figure (2) depicts an operator using the Piroga5 for the haptic rendering of a three- dimensional environment, which is represented as a variable-stiffness NURBS surface (NonUniform-Rational-Bi-Spline).
The kinetostatic properties of cable-driven devices are strictly related the unilateral actuation (that is, cables can only exert positive tension forces). Because of this distinctive feature,
most of the analysis tools employed in robotics are inapplicable. Hence, a set of three performance indices was first developed to assess the force capabilities of completely restrained
planar devices, and then applied to the Feriba3 [10]. More recently, the same indices have
been generalized to comply with all completely restrained devices, and were employed in
the analysis of the Piroga5 [15]. For a given pose of the end-effector, iF is defined as the
magnitude of the maximum attainable isotropic force and iM is defined as the magnitude of
the maximum momentum available along any allowable direction. The third index, iI , was
introduced to describe the system aptitude to independently generate forces and moments.
All those indices depend both on cable configuration (i.e. the pose of the end-effector) and
on the performances of the pulley-block motors, which define the wire tension upper limit
fmax .
Figures (3) and (4) show the contour plots of iF and iM for the Feriba3, with fmax set to
10N. The xy coordinate frame describes the position of the centroid of the end-effector in the
square-shaped workspace. As shown, iF is greater or equal to 5 N and iM is greater or equal
to 250 Nmm in a square whose side is 300 mm long. The contour lines reflect the symmetry
of the system layout with respect to the axes of the reference frame, and both indices assumes
greater values near the center of the workspace.
Figures (5) and (6) illustrate the changes in the manipulability indices iF and iM for the
Piroga5, as the orientation of the pen-like end-effector varies. fmax is set to 10 N and the
length of the end-effector is l=164mm. Let u be a unit vector applied to the end-effector
middle point O and collinear to its axis, and suppose to change the orientation of the pen
while O is fixed to the origin of the frame (i.e. the centre of the workspace). Polar coordinates
are adopted to describe the magnitude and the phase angle of the projection of u on the
292
i [N]
F
i [Nmm]
M
90
90
0.8
120
60
1000
0
100
90
7.5
00
6.5
13
180
00
00
11
6
12
6.
5
110
210
00
10
330
6
1200
0
330
1000
1000
900
240
300
90
1100
0
7
6
240
0
00
6
7.5
6.5
11
00
8
7
12
10
7
8
6.5
0.2
6
7
5
8.5
210
30
00
0
7.5
0
8
8.
7 .5
6.5
0.2
0
0
6
8
90
1100.4
0
150
30
0.4
110
7.5
7
0.6
6
1200
0.6
6.5
7
6.5
180
60
900
6
150
0.8
120
300
270
270
Figure 5: Contour plot of iF [N], for different orientations of the end-effector
Figure 6: Contour plot of iM [Nmm], for
different orientations of the end-effector
xy plane. Figure (5) shows that iF decreases similarly in any direction, as pen inclination
increases. Conversely, as illustrated in Fig. (6), iM decreases more rapidly if the increment in
the end-effector inclination involves a correspondent increment in the distance from the pen
end-points to the eye-bolts, and more slowly if it involves an approach of the extremities to
the eye-bolts.
Both the Feriba3 and the Piroga5 were not specifically conceived for rehabilitation purposes, and were used for laboratory test both in the field of haptic teleoperation and in the
simulation of virtual environments. In these applications, the haptic display acts as a black
box which sends position data to a remote host, receiving back the force to be exerted on
the end-effector. From this point of view, both devices could be employed for rehabilitation
purposes by implementing a proper virtual environment in the remote host.
The NeReBot (NEuro REhabilitation roBOT)
As soon as we started designing the first robot for upper-limb rehabilitation, one natural
choice for us was to use a cable-driven system to sustain and move the forearm of the patient
during the rehabilitation treatment. As a result, we obtained a transportable machine which
is a good compromise between robot simplicity and range of motion. This device, called the
NeReBot, can be used to produce an assisted motion of the patient’s upper-limb in a reasonably wide three-dimensional working space (abduction-adduction, pronation-supination and
elbow flexion exercises can be implemented).
The NeReBot is shown in Fig. (7). The robot is composed of a wheeled base and a
manually adjustable overhead structure, from which the wires originate. Three driven wires
are used to sustain a splint on which the forearm of the patient is fastened [7,16]. The exercise
can be recorded by using a very simple teaching-by-showing procedure: the therapist moves
the patient’s arm through a set of via-points, which are recorded by the machine (learning
phase); after this, the control system generates joint-interpolated trajectories for the three
293
Figure 7: The NeReBot rehabilitation robot. Three wires are used to support the patient’s
upper limb. In this trial, the right forearm of a wheel-chaired patient is fastened onto the
splint to perform an abduction-adduction exercise.
motors which control the wires. As a result, a very smooth and comfortable motion of the
upper arm is obtained (therapy phase) 2 .
The arm trajectories obtained with the NeReBot have been evaluated by developing a
simulation tool addressing the static interaction between the human arm and the robot. This
tool was conceived on the hypothesis that the patient remains completely passive and the
motion is suitably slow, so that dynamic effects can be neglected. In other words, the model
accounts for the potential energy due to force of gravity and to cable stiffness only. By extensively using this simulation tool, a set of optimal configurations of the adjustable overhead
structure has been identified. In this way, machine set-up can be optimized according to the
specific rehabilitation exercise [5, 7].
Patients involved in the clinical trials of the NeReBot were treated at bed-side first, starting the rehabilitation treatment at five days from stroke on average. The robot-aided therapy
was then continued with the patient sitting on a wheelchair, even after patient transfer from
the stroke unit to the rehabilitation center. This very early training gave very good clinical
results, which demonstrate that even a simple, low-cost transportable machine can be very
effective in the rehabilitation of post stroke patients [6, 7].
Some limitations of the NeReBot came up during first clinical trials. Mainly, since the
2 To
this regard, one more consideration must be done. During NeReBot-assisted therapy, the upper limb of the
patient is a 5 degrees-of-freedom (dof) kinematic chain constrained by three unidirectional actuators only. Hence, the
whole system still have 2 dof [5]. This gives a very good sensation to the patient, which never feels to be restrained
by the machine.
294
wires originate from a fixed overhead structure, the NeReBot has a good vertical range of
motion, but less control of movements in the horizontal plane. In order to overcome this and
other limitations of the first prototype, a new machine was developed, named MariBot [4,17].
The MariBot (MARIsa roBOT)
The MariBot is shown in Fig. (8). As it shows, the basic principles from which the NeReBot
was designed were maintained. However, the manually adjustable overhead structure was
replaced with a controlled 2 dof serial robotic arm. In this way, wire configuration can be
changed during therapy, according to the horizontal motion of the upper limb of the patient.
As a result, the working space was definely improved, encompassing nearly the whole range
of motion of the human arm. Moreover, the MariBot does not need to be set-up before the
beginning of therapy, and this simplifies the work of the therapist. Another improvement
is that the weight of the robot has been reduced significantly, by using a commercial lifting
device as base structure to build the robot.
The MariBot targets the same patients as NeReBot. Robot performances have been estimated by adapting the simulation tool already used to optimize NeReBot configuration. This
software was initially employed to design the kinematic chain on top, whose type and size
has been optimized to get better human arm trajectories in the most common exercises. After
that, the simulator was used to compare the arm trajectories obtained with the NeReBot to
those obtainable with the MariBot. This comparison proved the second machine to be much
better than the first one, even in the execution of motion in the vertical plane [5].
The first prototype of MaRiBot is currently undergoing lab tests and clinical trials will
start in the next future. Thanks to the improvements in machine design, we are confident that
the clinical results of NeReBot will be confirmed and possibly improved.
Sophia-4
Sophia-4 (String Operated Planar Haptic Interface for the Arm-rehabilitation) was conceived
for the rehabilitation of chronic patients, and came up as an evolution of the general-purpose
haptic display FeRiBa3.
Two major aspects were considered in the early design of the device: workspace shape
and force capabilities. The dimensions of the workspace were calculated considering the
dimensions of the patients body [18] and his/her sitting posture. The length of the lower base
of the trapezoidal layout was determined based on the average shoulder distance of adult
males, thus allowing the patient to lean his/her elbows outside the lower pulley-blocks during
robot therapy. The manipulability index iF was employed to adjust the force capabilities of
the machine to the requirements [8, 9].
A commercial office table constitutes the mechanical structure of Sophia-4. The patient,
while sitting on a wheelchair, holds a handlebar-grip that can be moved over a flat horizontal
surface, sliding on low-friction PTFE discs. Four nylon cables are used to exert forces at
the end-effector, each having one end fixed to a point on the axis of the grip, and the other
directly keyed to a direct-drive pulley. Pulley-blocks which can spin around a vertical axis
are used to pass cables underneath the table surface, where the DC motors are mounted. The
cables are all attached to a single point of the end-effector, so the device is capable of exerting
only horizontal pure forces on the patients hand. The handlebargrip itself is mounted on the
base of the end-effector by means of a ball bearing, in such a way that no moment can be
transmitted to the patients hand along the vertical axis.
295
Figure 8: The MariBot rehabilitation robot. This machine exploits the same design principles of the NeReBot, except from the fact that the overhead structure supporting the wires
has two controlled rotational joints, which allow the control system to adapt the conguration
of the wires during the exercise.
Figure 9: The Sophia-4 rehabilitation robot. The simple, cost-effective planar design was
chosen to convey robot-aided rehabilitation to chronic patients inside decentralized rehabilitation units.
296
A real-time high-level controller manages the type of assistance to be given [19], while
a low-level controller is responsible for kinematics, force distribution algorithms and surveillance routines. The Human-Machine Interface (HMI) runs on a separate standard PC, allowing the therapist to set the type of exercise and its parameters, and providing the patient with
visual and acoustic feedback. Each exercise is composed by a sequence of point-to-point
reaching tasks. The target point of each portion of the exercise is calculated by the HMI and
transmitted to the controller, that is programmed to implement single reaching tasks.
3. DISCUSSION
The research developed so far at the Rehabrobotics Lab of DIMEG yielded several positive
results, mainly the execution of the first randomized controlled trial of a rehabilitation robot in
Italy, that is being followed by a second (ongoing) trial of the NeReBot, and the development
of several robotic devices in tight collaboration with the rehabilitative medical staff. This
experience has been recently enriched by starting a new research on patient multisensory
stimulation in collaboration with the Biomechatronics Lab of the University of California at
Irvine, leaded by Prof. David J. Reinkensmeyer [20]. The study of patient-robot interaction
during the execution of a robot-assisted motor exercise is one of the major challenges of the
rehabilitation robotics research field in the near future [21, 22], with the aim of providing the
engineers with certain guidelines for the development of a new generation of more effective
robotic devices for rehabilitation.
The encouraging results obtained so far give us a great motivation to improving our
research in this field, enlarging our international perspective and creating, at the same time, a
permanent structure in Padua to develop and test robotic devices for rehabilitation. Our hope
is that our effort will contribute to give a better chance to post-stroke patients, whose motor
and functional recovery is fundamental to improve the quality of daily life.
REFERENCES
[1] Harwin, W. S., Patton, J. L., and Edgerton, V. R., 2006. “Challenges and opportunities for robotmediated neurorehabilitation”. Proceedings of the IEEE, pp. 1717–1726.
[2] Timmermans, A. A., Seelen, H. A. M., Willmann, R. D., and Kingma, H., 2009. “Technologyassisted training of arm-hand skills in stroke: concepts on reacquisition of motor control and
therapist guidelines for rehabilitation technology design”. Journal of NeuroEngineering and Rehabilitation, 6(1).
[3] Mehrholz, J., Platz, T., Kugler, J., and Pohl, M., 2008. “Electromechanical and robot-assisted
arm training for improving arm function and activities of daily living after stroke”. Cochrane
Database of Systematic Reviews(4).
[4] Rosati, G., Gallina, P., Rossi, A., and Masiero, S., 2006. “Wire-based robots for upper-limb
rehabilitation”. International Journal of Assistive Robotics and Mechatronics, 7(2), pp. 3–10.
[5] Rosati, G., Andreolli, M., Biondi, A., and Gallina, P., 2007. “Performance of cable suspended
robots for upper limb rehabilitation”. In Proceedings of the IEEE 10th International Conference
on Rehabilitation Robotics ICORR2007, pp. 385–392.
[6] Masiero, S., Celia, A., Rosati, G., and Armani, M., 2007. “Robotic-assisted rehabilitation of the
upper limb after acute stroke”. Archives of Physical Medicine and Rehabilitation, 88(2), pp. 142–
149.
297
[7] Rosati, G., Gallina, P., and Masiero, S., 2007. “Design, implementation and clinical tests of a wirebased robot for neurorehabilitation”. IEEE Transactions on Neural Systems and Rehabilitation
Engineering, 15(4), pp. 560–569.
[8] Rosati, G., Secoli, R., Zanotto, D., Rossi, A., and Boschetti, G., 2008. “Planar robotic systems
for upper-limb post-stroke rehabilitation”. In Proceedings of the ASME International Mechanical
Engineering Congress & Exposition IMECE 2008.
[9] Rosati, G., Zanotto, D., Secoli, R., and Rossi, A., 2009. “Design and control of two planar cabledriven robots for upper-limb neurorehabilitation”. In Proceedings of the IEEE 11th International
Conference on Rehabilitation Robotics ICORR2009, pp. 560–565.
[10] Gallina, P., Rosati, G., and Rossi, A., 2001. “3-d.o.f. wire driven planar haptic interface”. Journal
of Intelligent and Robotic Systems, 32(1), pp. 23–36.
[11] Gallina, P., and Rosati, G., 2002. “Manipulability of a planar wire driven haptic device”. Mechanism and Machine Theory, 37(2), pp. 215–228.
[12] Lawrence, D., Pao, L. Y., Salada, M. A., and Dougherty, A. M., 1996. “Quantitative experimental
analysis of transparency and stability in haptic interfaces”. In In Proceedings of the 1996 ASME
International Mechanical Engineering Congress and Exhibition, pp. 441–449.
[13] Boschetti, G., Rosati, G., and Rossi, A., 2005. “A haptic system for robotic assisted spine surgery”.
In Proceedings of the IEEE Conference on Control Applications CCA05, pp. 19–24. Invited Paper.
[14] Caracciolo, R., Boschetti, G., Rossi, N. D., Rosati, G., and Trevisani, A., 2006. “A master-slave
robotic system for haptic teleoperation”. In Proceedings of the 8th Biennial ASME Conference
on Engineering Systems Design and Analysis ESDA2006-95474.
[15] Rosati, G., Zanotto, D., and Rossi, A., 2008. “Performance assessment of a 3D cable-driven
haptic device”. In Proceedings of the ASME International Mechanical Engineering Congress &
Exposition IMECE 2008.
[16] Fanin, C., Gallina, P., Rossi, A., Zanatta, U., and Masiero, S., April 2003. “Nerebot: a wirebased robot for neurorehabilitation”. In In Proceedings of the 8th International Conference on
Rehabilitation Robotics.
[17] Rosati, G., Gallina, P., Masiero, S., and Rossi, A., 2005. “Design of a new 5 d.o.f. wire-based robot
for rehabilitation”. In Proceedings of the IEEE 9th International Conference on Rehabilitation
Robotics ICORR2005, pp. 430–433.
[18] Dempster, W. T., July 1955. Space requirements of the seated operator, geometrical, kinematic,
and mechanical aspects of the body with special reference to the limbs. Tech. rep., Defense
Technical Information Center, U.S.
[19] Rosati, G., Bobrow, J. E., and Reinkensmeyer, D. J., 2008. “Compliant control of post-stroke
rehabilitation robots: using movement-specific models to improve controller performance”. In
Proceedings of the ASME International Mechanical Engineering Congress & Exposition IMECE
2008.
[20] Secoli, R., Rosati, G., and Reinkensmeyer, D. J., 2009. “Using sound feedback to counteract visual
distractor during robot-assisted movement training”. In Proceedings of the IEEE 8th International
Workshop on Haptic Audio-Visual Environments and Games HAVE2009, pp. 135–140.
[21] Reinkensmeyer, D. J., Galvez, J. A., Marchal, L., Wolbrecht, E. T., and Bobrow, J. E., 2007.
“Some key problems for robot-assisted movement therapy research: a perspective from the University of California”. In Proceedings of the IEEE 10th Int. Conf. on Rehabilitation Robotics
ICORR2007, pp. 1009–1015.
[22] Masiero, S., Carraro, E., Gallina, P., Rossi, A., and Rosati, G., 2009. “Upper limb rehabilitation
robotics after stroke: a perspective from the University of Padua, Italy”. Journal of Rehabilitation
Medicine, 41(12), pp. 981–985.
298
DETECTION OF THE CENTRE OF PRESSURE FOR THE
DOUBLE-CONTACT PROBLEM BETWEEN FEET AND
PLATFORM IN GAIT ANALYSIS
Marco Cocconcelli
Department of Engineering Sciences and Methods,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Riccardo Rubini
Department of Engineering Sciences and Methods,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Alberto Ferrari
LAMBDA: Movement Analysis Laboratory for Disabled Children
Arcispedale Santa Maria Nuova - Department of Neuroscience
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Stefania Costi
LAMBDA: Movement Analysis Laboratory for Disabled Children
Arcispedale Santa Maria Nuova - Department of Neuroscience
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. The gait analysis studies the Kinematics and Kinetic of lower limbs in order to
take effective clinical and surgical treatments for patients suffering disabling neurological
pathologies. The most common experimental diagnostic tools in gait analysis are three:
the acquisition of the forces exerted between feet and a platform provided with sensors, the
relatives positions monitoring of reflective markers properly distributed on the limbs by an
infrared camera, and the electromyography that monitors the activity of the muscles involved
in the gait. This paper focuses on the force-platform tool and markers acquisition. Usually
the platform has a rectangular shape and it is provided with four sensors placed in its vertices.
The control system computes the position coordinates of the centre of pressure - that is the
centroid of the contact area between the foot and the platform - and the vector of resultant
force in the contact. This system becomes useless in case of a double contact between the
feet and the platform. In that case the control system of the platform is not able to divide the
force contributions of each foot since it is statically indeterminable.
299
In this paper a new procedure is presented to overcome the double contact problem by the use
of the space trajectory of three markers placed on the heel and the first and fifth metatarsal
head. These data are used to estimate the centre of pressure for each foot and to calculate
the loads transmitted between each limb and the platform.
Keywords: Gait analysis, centre of pressure, double contact
1. INTRODUCTION
Clinical laboratories for gait analysis are aimed at measuring the walking pattern of a patient through the use of equipment specifically design to evaluate the human locomotion in
its basic components that are the gait kinematic and kinetic. There is a growing acceptance
on the use of clinical gait analysis in the rehabilitation setting [1]. In Italy, for example, as
recently census by the Italian society for movement analysis in clinics, over 60 laboratories
usually perform gait analysis exams. This technique found the best application in the assessment of pathological gait where motions are often complex, multi-planar, and distorted
relative to a fixed observer. A typical laboratory for gait analysis uses optoelectronic systems equipped with multiple high-resolution cameras to capture the trajectories of markers
located on preset bony landmarks applied with a double side tape or straps over the subject
skin [2, 3]. Typical optoelectronic systems, such as Vicon (Oxford Metrics Group, UK), Optotrak (Optotrak, USA) or BTS (BTS, IT), can acquire the markers trajectories with a sample
frequency (usually set at 100Hz) that fully cover the spectrum of the human motion. The
joint kinematics is the relative movement between adjacent bones, segmented in period of
time of a gait cycle, occurring in the sagittal, coronal and transverse planes, and it represents
the valuable clinical information. Beside the kinematic, the joint kinetic, that is the dynamic
description of the locomotion, depicts the moments and the powers generated or absorbed by
the muscles acting on the joints during a gait cycle. To complete a gait analysis exam, patients may also undergo dynamic electromyography (EMG) to record the timing of activation
of specific muscles groups [4–7]. Kinematic, kinetic and EMG data are usually showed along
with typical waveforms recorded over a population of asymptomatic subjects [7]. The comparison of the walking kinematics, kinetics and muscle activity patterns between healthy and
impaired individuals serve as the basis for defining the pathological features of the gait [8].
The systematic interpretation of the compiled information with respect to the identification
of deviations from ’normal’ patterns or values and the understanding of the causation of
these abnormalities lead the recommendation of the treatments for individual patients on a
case-by-case basis [4]. To compute the joint kinetic, force platforms embedded in the floor
able to measure the 3d vector Ground Reaction Force (GRF, [9]), such as Kistler (Kistler
Instrumente AG, Winterthur), AMTI (AMTI, USA) or Bertec (Bertec, USA), are used. In
particular, a force plate measures the reaction of the floor or ground, that is the GRF, to the
force exerted by the foot during a step. The device consists of a top plate (mounted level with
the surrounding floor) separated from a bottom frame by force transducers near each corner.
Any force applied on the top surface is transmitted through the force transducers. Force plates
enable one to measure not only the vertical and shear forces but also the Center Of Pressure
(CoP) that is the application point of the GRF. To obtain the joint moments and joint powers the operators have to lead the patients, during a spontaneous walking trial, to step in the
force platform surface, but just once. This means that: i) the patient is not allowed to look at
where he/she is stepping in (to acquire just spontaneous actions), and that ii) the measure fails
300
when the foot of the patient is not fully over the platform surface or when over the platform
surface occurs a double contact determined by a contemporary contact of the two feet or of
a foot and a stick. This task is not to accomplish straightforward, also considering that the
force platforms have a fixed size (usually 40x60cm), not fitted for short steps as the ones belonging to patients with relevant motor disabilities. Thus, many walking trials, most of those
with a double contact, are not available to be inserted in the kinetic report. This drawback
is the major factor that still makes the routine use of gait analysis impractical, particularly in
children with poor walking ability, such as cerebral palsied children. Cerebral Palsy (CP), is
a group of developmental disorders of movement and posture causing activity restriction or
disability, which are attributed to disturbances occurring in the fetal or infant brain [10], and
affects between 2 and 3 per 1000 live births (Surveillance of Cerebral Palsy in Europe, [11]).
Because of its frequency and severity, CP is considered as the ”core problem” for the whole
field of the pediatric rehabilitation [12]. The reliability, validity and the clinical utility of gait
analysis on CP children has been well established [1] and nowadays children affected by CP
are by far the prevalent target of gait analysis in clinics [13]. In the care of children with CP,
gait analysis is useful in the recognition of specific walking patterns, allowing gait pathology to be classified, assisting in diagnosis, communication and clinical decision making and
documenting gait-related changes that occur following treatments [14]. In the field of CP,
gait analysis is also commonly use to establish the effectiveness of orthotic devices such as
orthosis or orthopedic shoes [15]. If it is stated the relevance of gait analysis in clinics, especially for CP [1], there is still room to improve the techniques, to easy the instrumentation
for the operators and finally to make this exam more comfortable for the patients. With this
regard, one of the more time consuming operation is the collection of a relevant number of
gait cycles over the force platforms, that is to obtain a reliable kinetic measure. Indeed, if
the new generation of optoelectronic systems allows the setup of measuring volumes with
large field of view in which, therefore, is easy to acquire tens of gait cycles enclose in few
walking trials. However, this is not true for kinetic. The small number of force platforms
installed in the laboratories, usually two, and their size, usually fitted for adults, impose to
acquire a relevant number of walking trials at the expense of the children endurance and comfort. However, kinetic is fundamental especially in determining the adaptive changes in the
gait patterns expressed by patients following treatments [16]. Thus in order to easy and to
speed up the acquisitions, reducing the fatigue and the discomfort of the patients during a gait
analysis exam and rising the number of the kinetic waveforms collectable in a session, it is
worth to store all the data available over the force platforms, including the ones with a double
contact and solve mathematically this drawback. Aim of the present study is to design an ad
hoc biomechanical model able to split the whole dynamic load into the ones carried by each
limb, thus to integrate the trials with a double contact over the same platform into the kinetic
report.
2. TOOLS OF GAIT ANALYSIS
This section describes the three main devices used in gait analysis which are the force platform, the passive reflective markers and the infrared video camera. These tools are present in
most of the gait analysis laboratories, refer to each manufacturer for a detailed description of
their specifics and capabilities.
301
Figure 1: Passive reflective markers (left) and infrared camera (right)
Force Platform
The force platform is the subject of this paper and is made of a rigid rectangular platform
connected to the ground by four force sensors placed at the vertices of the rectangle. Force
sensors are usually three-axis sensors. One or more platforms are placed at the ground level
and the patient is asked to normally walk in laboratory, trampling on platforms. It will be
shown in the next section that the force signals measured are used to compute the force
reaction of the floor with respect to the foot action and the geometrical point of application
of that force in the plane of the platform.
The correct calculation of the force exerted between the foot and the ground is an important parameter which is used for clinical decision-making and treatment planning, together
other kinematics parameters.
Passive Reflective Markers
The reflective markers are used together with the infrared camera to calculate the kinematics
of the gait, that is the spatial and angular displacement of the anatomic segment and joints
of clinical interest (usually the main joints of the lower limbs, ankle, knee, and hip, together
with the trunk and the pelvis). The passive reflective markers are small plastic spheres of
about one centimetre of diameter, completely covered with reflective material and with an
adhesive base. A picture of a standard marker is shown in Fig. (1). The markers are placed
on the skin of the patient (sometimes also on shoes or clothes) in correspondence of specific
landmarks of the body given by the protocol adopted by the laboratory [3]. The laboratory
LAMBDA of Reggio Emilia adopts the T3Dgait (Total 3D gait [2]) protocol which suggests
the attachment of 22 skin markers, the calibration by a pointer or markers of 6 anatomical
landmarks during a static acquisition, and the identification of the hip joint centre by a prediction approach. Anatomical reference frames and joint rotations are defined according to
current recommendations.
Infrared Video Camera
The infrared camera has two main functions: lighting the reflective markers thanks to a series
of infrared-frequencies leds, and recording the image of the lighted markers. A picture of a
infrared camera is shown in Fig. (1) where the annular series of leds are evident. The aim of
302
Figure 2: Scheme of the forces acting on the platform
the visual recognition of the markers is the computation of their position in the space domain.
The measure of a single marker position is possible with at least two cameras. Since the
position of both cameras in the lab are known and the volume of part of the lab where the gait
measurement is done, the intersection of the vision plane of two camera is sufficient to span
the three-dimensional space and to determine the position of the marker.
All the cameras system needs a start-up setting, providing the camera software with a
fixed reference system for the subsequent measures. The accuracy of the measure depends
on the specific device used. The laboratory LAMBDA of Reggio Emilia has a Vicon system
with 8 MXPlus cameras (Oxford Metrics Group, UK).
3. EVALUATION OF THE CENTRE OF PRESSURE
This section describes the centre of pressure, its evaluation by the platform sensors and the
limits of that application.
Consider the interaction between the foot and the ground during walking, the centre of
pressure (CoP) is defined as the centroid of the pressure applied by each point on the surface
of the foot in contact with the ground. The CoP lies on the plane of the ground, or rather it
is defined by two coordinates with respect to a ground-base plane reference system. In quiet
stand the CoP is located under one of the feet or the area between them.
The position of the CoP determines the arm - in relation to the joints centres of rotations
- of the external force of reaction and the sign of the corresponding reactive couple. The
reactive couple, together with kinematics parameters of the legs, are the most important outcomes of gait analysis. The diagnosis elaborated by clinician or the treatment planning on
the patient are usually based also on those parameters.
Consider a simplified platform with four force sensors at its vertices as drawn in Fig.
(2). The four vertices are listed alphabetically from A to D, the sensors are sketched as
springs and a reference system is chosen its x-y plane coincides with the platform. The CoP
is computed by the software solving the equilibrium for the platform. In particular consider
the equilibrium of the couples with reference to the two principal axis x and y, and the
equilibrium of the force exerted between the foot and the ground in the z-axis direction. The
equations of equilibrium are reported in Eqn. (1). In that case only one component of the
three available signals of the force sensor is used, that is the z-axis component.
303
Figure 3: Single (a) and double (b) contact between feet and platform
⎧
⎨ FA + FB + FC + FD = FP
(FB + FC ) · a = FP · xP
⎩
(FC + FD ) · b = FP · yP
(1)
where xP and yP are the coordinates of the CoP and F P is the force resultant between the
foot and platform (lighted in red in Fig. (2)).
In case of a single foot contact the platform software returns the correct value of the force
intensity and of the coordinates of the CoP. Sometimes it happens that the platform is touched
with both feet at the same time, but in this case the software only returns the resultant of the
forces acting on the feet. Figure (3) shows the two cases of contact. In case b) of double
contact the gait acquisition is discarded by the technician, since the data refers to the sum
of two elements and it is not possible to divide the contribution of on foot to the other. This
problem is particularly significant for the laboratories that work on children, because the
extension of their steps is shorter than the length of the platform and is very easy to incur the
double contact.
The double contact problem cannot be solved by the equations of motion in the plane x-y,
since only three independent relations are given while the unknowns are six - the coordinates
of CoP on a plane and the force magnitude for each foot.
4. ESTIMATION OF THE CENTRE OF PRESSURE BY MARKERS POSITION
This paper proposes to combine the reflective markers position knowledge to estimate the
position of the CoP for each foot in the double contact case. As explained in the section 2.
the measure of the markers position during the walking is free-of-charge information, since
it just used to compute the kinematic parameters of the gait.
The procedure requires the position in time domain of three markers for each foot. In
particular the markers used are named LCA/RCA (upper ridge of the calcaneus posterior
surface), LFM/RFM (dorsal aspect of first metatarsal head) and LVM/RVM (dorsal aspect of
fifth metatarsal head), where the first letter of each name identify the left (L) or right (R) foot.
The procedure is made of three main steps:
1. Determination of the contact points between the foot and platform
304
2. Estimation of the CoP for each foot
3. Computation of the contact force between the foot and the platform
Determination Of The Contact Points
In the quiet upright position of the patient, consider a reference system with the x-y plane
coincident with the floor and collect the position of the markers placed on the feet. Since the
floor is a unilateral constrain, the z-axis data of each marker is the minimum z-value reachable
by that specific marker. During the walking, every time the z-axis value increases it means
that the marker and the that part of the foot is lifted from the ground and they are no more in
contact each other.
In this first step the algorithm compares the z-axis values of each marker with the reference ones and checks how many markers are still in contact with the ground.
Estimation of the CoP
The CoP for each foot is computed as the barycentre of the markers still in contact with
the ground at each time instant. In particular each marker is projected on the ground plane
(x-y plane) and the barycentre will belong to that plane too. Since the number of markers
considered for each foot is three, there are three different cases:
• Three markers in contact with the ground: the algorithm computes the CoP as the
barycentre of a triangle whose vertices are the selected markers.
• Two markers in contact with the ground: the CoP belongs to the line defined by the
position of the two markers. In this first model of the procedure, the CoP is taken in
the middle of the distance between the markers. Especially in case of children, this is
proved to be a good approximation.
• One marker in contact with the ground: The CoP coincides with the marker itself.
This step is done for each foot for each time instant.
Computation Of The Contact Force
In this last step the resultant force measure by the platform in the double contact case is divided between the two feet. In particular the force equilibrium in z-axis direction and the
couple equilibrium with reference to the resultant CoP computed by the platform are used.
With reference to Fig. (4), the system of equations to be solved are:
FDx + FSx = FP
(2)
Fdx · c = Fsx · d
where the two quantities c and d are given as:
c = (xP − xdx )2 + (yP − ydx )2
d = (xP − xsx )2 + (yP − ysx )2
Solving the Eqn. (2) the two forces F Dx and FSx are given:
305
(3)
Figure 4: Geometrical parameters used to divide the resultant force between the feet
Figure 5: CoP gait longitudinal coordinate identified by the platform (point line), the left
foot position (solid) and the right foot position (dashed)
d
FDx = FP · c+d
c
FSx = FP · c+d
(4)
5. RESULTS
In this section two cases of double foot contact are processed following the proposed methodology to determine the forces applied to the platform by each single limb. A the same time the
CoP is evaluated by the platform (global) and by the markers positions monitored by means
of the infrared cameras (on the different feet) as explained in the previous paragraph: Fig. (5)
overlaps the three CoP identifications along the gait longitudinal coordinate.
In case of single foot contact, platform CoP is adopted; when the contact is multiple,
feet position CoPs are considered and their distances from the global one are evaluated to
calculate the contributions of each leg to the total load force. As a consequence, due to
306
Figure 6: Smooth (point lines) of foot force reconstruction (left foot: solid; right foot:
dashed)
Figure 7: Case 1: foot force reconstruction in case of double contact feet-platform. Global
force applied on the platform (left diagram); partition of the force over the left (solid) and
right (dashed) feet (right diagram)
the different approach in the CoP identification, the final reconstruction of each foot force
trend might show slight discontinuities in the crossing between two distinct states. Figure (6)
highlights a case of discontinuity which is overcome by smoothing with a curve interpolation
technique.
Figures (7) and (8) reveal the diagrams obtained by applying the proposed signal processing procedure to two real case acquisitions, both presenting double foot contacts on the
same platform.
In the gait analysis of the second patient (Fig. (8)) the part of trend evaluated by the platform included between 2 and 2.7 seconds is replicated on the reconstruction diagram (right):
when the procedure determines a single contact on the platform, it provides the correct information extracted by the platform only; by a theoretical point of view, the transitory phase
of transfer of the total load between the two limbs - in the time instants in which the second
foot interacts with the same platform - is coherently simulated (Figs. (7) and (8)) respect to
the logical outcome, as it is suggested by the repetitive curve shape of the gait experiments.
In order to well estimate the efficiency of the proposed methodology, it will be necessary an
307
Figure 8: Case 2: foot force reconstruction in case of double contact feet-platform. Global
force applied on the platform (left diagram); partition of the force over the left (solid) and
right (dashed) feet (right diagram)
opportune test campaign to get a validation in case of dedicated platform load applications.
6. CONCLUSIONS
In this paper the problem of the determination of the centre of pressure for a double-contact
case in gait-analysis has been explained. Nowadays in case of double contact between the
patient’s feet and platform, the software of force-platform cannot distinguish the force exerted
by the single foot since it is statically indeterminate problem. In that cases the acquisition
data are eliminated since they are not relevant for the clinical diagnosis and the tests have to
be repeated.
A new procedure is presented to overcome the double contact problem by the use of the
space trajectory of three markers placed on the heel and the first and fifth metatarsal head. The
addition of those sensors provide new information which reduce the number of unknowns and
make the problem determinate. The main advantage of this procedure is that the new sensors
introduced are anyhow collected since they are necessary in several clinical tests.
The procedure is made of three main steps, each of them has been described in details:
1. Determination of the contact points between the foot and platform
2. Estimation of the CoP for each foot
3. Computation of the contact force between the foot and the platform
The algorithm has been successfully tested in different cases.
REFERENCES
[1] Chang, F., Seidl, A., Muthusamy, K., Meininger, A., and Carollo, J., 2006. “Effectiveness of
instrumented gait analysis in children with cerebral palsy–comparison of outcomes”. Journal of
Pediatric Orthopedics, 26, pp. 612–616.
[2] Leardini, A., Sawacha, Z., Paolini, G., Ingrosso, S., Nativo, R., and Benedetti, M., 2007. “A new
anatomically based protocol for gait analysis in children”. Gait & Posture, 26, pp. 560–571.
[3] Cappozzo, A., Catani, F., Croce, U., and Leardini, A., 1995. “Position and orientation in space of
bones during movement: anatomical frame definition and determination”. Clinical Biomechanics,
10, pp. 171–178.
308
[4] Sutherland, D., 2005. “The evolution of clinical gait analysis part iii–kinetics and energy assessment”. Gait & Posture, 21, pp. 447–461.
[5] Yack, H., 1984. “Techniques for clinical assessment of human movement”. Physical Therapy, 64,
pp. 1821–1830.
[6] Andriacchi, T., and Alexander, E., 2000. “Studies of human locomotion: past, present and future”.
Journal of Biomechanics, 33, pp. 1217–1224.
[7] Saleh, M., and Murdoch, G., 1985. “In defence of gait analysis. observation and measurement in
gait assessment”. The Journal of Bone and Joint Surgery. British Volume, 67, pp. 237–241.
[8] Cappozzo, A., Croce, U. D., Leardini, A., and Chiari, L., 2005. “Human movement analysis using
stereophotogrammetry. part 1: theoretical background”. Gait & Posture, 21, pp. 186–196.
[9] Claeys, R., 1983. “The analysis of ground reaction forces in pathological gait secondary to disorders of the foot”. International Orthopaedics, 7, pp. 113–119.
[10] Bax, M., Goldstein, M., Rosenbaum, P., Leviton, A., Paneth, N., Dan, B., Jacobsson, B., and
Damiano, D., 2005. “Proposed definition and classification of cerebral palsy”. Developmental
Medicine and Child Neurology, 47, pp. 571–576.
[11] of Cerebral Palsy in Europe (SCPE), S., 2000. “Surveillance of cerebral palsy in europe: a collaboration of cerebral palsy surveys and registers”. Developmental Medicine and Child Neurology,
42, pp. 816–824.
[12] Ferrari, A., and Cioni, G., 2009. The spastic forms of cerebral palsy : a guide to the assessment
of adaptive functions. Springer.
[13] Dobson, F., Morris, M., Baker, R., and Graham, H., 2007. “Gait classification in children with
cerebral palsy: a systematic review”. Gait & Posture, 25, pp. 140–152.
[14] Gage, J., 1983. “Gait analysis for decision-making in cerebral palsy”. Bulletin of the Hospital for
Joint Diseases Orthopaedic Institute, 43, pp. 147–163.
[15] Desloovere, K., Molenaers, G., Gestel, L. V., Huenaerts, C., Campenhout, A. V., Callewaert, B.,
de Walle, P. V., and Seyler, J., 2006. “How can push-off be preserved during use of an ankle
foot orthosis in children with hemiplegia? a prospective controlled study”. Gait & Posture, 24,
pp. 142–151.
[16] Schipplein, O., and Andriacchi, T., 1991. “Interaction between active and passive knee stabilizers
during level walking”. Journal of Orthopaedic Research: Official Publication of the Orthopaedic
Research Society, 9, pp. 113–119.
309
310
VALUTAZIONE SPERIMENTALE DI UN ATTUATORE
CONICO AD ELASTOMERI DIELETTRICI
Giovanni Berselli
Dipartimento di Ingegneria delle Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di Metallurgia.
Università di Bologna.
E-mail: [email protected]
Rocco Vertechy
Laboratorio PERCRO,
Scuola Superiore Sant’Anna, Pisa,
E-mail: [email protected]
Gabriele Vassura
Dipartimento di Ingegneria delle Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di Metallurgia.
Università di Bologna.
E-mail: [email protected]
Vincenzo Parenti Castelli
Dipartimento di Ingegneria delle Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di Metallurgia.
Università di Bologna.
E-mail: [email protected]
Sommario. In questa memoria viene presentato un attuatore lineare ad Elastomeri
Dielettrici (ED) ottenuto accoppiando un film di ED di forma conica ad un meccanismo
compliant (i.e. cedevole). Il meccanismo ”compliant” stato progettato per mezzo di
un modello di corpo pseudo-rigido al fine di modificare adeguatamente la forza elastica
generata dal film di elastomero. L’attuatore risultante fornisce una spinta utile quasi
costante lungo la sua corsa quando il film di ED viene attivato e si riporta ad una posizione
iniziale di riposo quando il film di ED viene disattivato. Il concetto proposto validato
mediante procedura sperimentale. Possibili applicazioni di questa tipologia di attuatori
sono le celle di Braille, i robot leggeri e le interfacce aptiche.
Parole chiave: attuatori ad elastomeri dielettrici, meccanismi ”compliant”.
311
1. INTRODUZIONE
Tra la classe di materiali conosciuti come Polimeri Elettroattivi [1], gli Elastomeri Dielettrici
(ED) sono fra i materiali migliori che possano essere utilizzati per lo sviluppo di attuatori
lineari. Gli attuatori basati sugli ED offrono alte densit di potenza e di forza e buone efficienze
combinate ad un peso relativamente basso ed a costi estremamente contenuti.
In pratica, un ED un dielettrico deformabile che pu subire deformazioni finite isocore in
risposta all’applicazione di un campo elettrico ed allo stesso tempo altera il campo elettrico
applicato in risposta alle deformazioni subite [2, 3]. Gli ED vengono comunemente utilizzati
sotto forma di film sottili rivestiti con elettrodi cedevoli su entrambi i lati ed impilati uno
sull’altro per formare un ED multistrato [4]. L’attivazione dell’ED, ossia l’applicazione di
una differenza di potenziale elettrico (in seguito chiamato anche voltaggio) tra gli elettrodi, pu
indurre un’espansione del film e quindi uno spostamento dei punti perimetrali dell’elastomero
che pu essere utilizzato per produrre lavoro meccanico utile (qualora siano applicate delle
forze a questi punti).
In letteratura sono state proposte diverse morfologie di attuatori ad ED [1, 3, 5]. In particolare, Vogan [6] e Berselli et al. [7] hanno mostrato che il comportamento complessivo di un
attuatore ad ED pu essere migliorato accoppiando un film di ED con un meccanismo ”compliant” (di seguito chiamato anche Struttura Di Supporto (SDS)). La SDS pu essere progettata in
modo da modificare la caratteristica complessiva dell’attuatore che dipende fortemente dalle
propriet elastiche dell’ED. Per esempio, dipendentemente dal design della SDS, l’attuatore
pu operare in modo monodirezionale (attuatore a singolo effetto, [8]) o bidirezionale (attuatore a doppio effetto, [9]) in quanto la rigidezza della SDS pu essere utilizzata per fornire
una forza di ritorno che riporta l’attuatore ad una posizione iniziale quando l’ED disattivato.
Inoltre, particolari SDS possono essere utilizzate per ottenere una spinta utile costante su un
determinato intervallo di corsa.
L’obiettivo di questo lavoro di progettare un attuatore lineare ad ED in grado di fornire
una forza costante su un dato intervallo di corsa qualora attivato ed in grado di ritornare ad
una posizione iniziale di riposo presentando un comportamento simile ad una molla lineare
monodimensionale qualora disattivato. Soluzioni progettuali per ottenere attuatori ad ED a
forza costante sono state proposte in [6–8] e riguardano film di ED a forma di rombo ed a
forma rettangolare. Gli stessi autori hanno messo in evidenza sia i vantaggi che gli aspetti
critici di tali design.
Questo lavoro analizza una soluzione differente se comparata ai lavori sopracitati. Il design proposto consiste in un film di forma conica simile a quello riportato da Plante et al. [10].
Tuttavia, l’attuatore presentato in [10] fornisce una spinta utile che varia fortemente lungo la
corsa. Questo comportamento viene qui modificato accoppiando il film di ED conico con una
SDS progettata come meccanismo parallelo sovra-vincolato avente tre gambe uguali articolate attraverso tre coppie rotoidali aventi assi paralleli. La vista CAD esplosa dell’attuatore
mostrata in Fig. (1a), uno schematico della SDS mostrato in Fig. (1b), mentre i modelli CAD
dell’attuatore che mostrano l’accoppiamento tra il film di ED e la SDS sono presentati in Fig.
(1c) e (1d). Con riferimento alla Fig. (1b), gli spostamenti della piattaforma mobile lungo la
direzione radiale y (o in alternativa le rotazioni) sono prevenuti dall’architettura parallela. Le
coppie rotoidali del meccanismo sono progettate come giunti flessibili (o ”small-length flexural pivots” [11, 12]), cio come travi snelle soggette a grandi deformazioni la cui resistenza
flessionale viene modellata da una molla di torsione. In questo lavoro le propriet elettromeccaniche del film di ED sono state misurate sperimentalmente. E’ stato ricavato un modello di
312
z
Film
di ED
y
P
Piattaforma
mobile
O
Base
fissa
SDS
(a)
Giunto
flessibile
(b)
Attuatore
(stato OFF)
Attuatore
(stato ON)
Fa
Fa
Fa
Fa
(c)
(d)
Giunto
flessibile
(e)
(f)
(g)
(h)
Figure 1: Soluzione concettuale proposta e prototipo dell’attuatore. Modello CAD esploso
(a), schematico della SDS (b), modello CAD dell’attuatore in stato OFF (c) e stato ON (d),
prototipo della SDS posizione indeflessa (e) e soggetta a carico costante (f), attuatore in stato
OFF (g) e in stato ON (h).
313
corpo pseudo-rigido della SDS utilizzato per il dimensionamento dei giunti flessibili. E’ stata
poi condotta un’attivit sperimentale atta a verificare il comportamento della struttura e del
prototipo complessivo dell’attuatore. Tale attivit [13] convalida il concetto proposto nonch
i risultati teorici gi presentati in [9, 14]. In particolare, il prototipo della struttura mostrato
in Fig. (1e) (condizione indeformata) ed in Fig. (1f) (piattaforma della SDS soggetta ad
un carico costante agente nella direzione z). Il prototipo complessivo dell’attuatore presentato in Fig. (1g) (attuatore in stato disattivato o in stato OFF) ed in Fig. (1h) (attuatore in
stato attivato o in stato ON). Possibili applicazioni di questo tipo di attuatori sono le celle di
Braille [5], i robot leggeri [1] e le interfacce aptiche [15].
2. ATTUATORI A FORZA COSTANTE: ASPETTI CONCETTUALI
In generale, la deformazione elettricamente indotta del film di ED produce una variazione
della lunghezza dell’attuatore l = |(P − O)|, dove P e O sono ad esempio due punti
dell’attuatore giacenti sull’asse di simmetria del film di ED (Fig. (1b)), ed una forza avente
la stessa direzione del vettore OP che pu essere fornita ad un utilizzatore esterno. Questa
forza, denominata spinta utile, Fa , la risultante di due forze interne:
• La forza di reazione della SDS, Fs , dovuta alla rigidezza stessa della struttura, che funzione della configurazione attuale dell’attuatore. La struttura flessibile si comporta, in
generale, come una molla di compressione non lineare unita in parallelo al film di ED.
• La forza Ff del film di ED che rappresenta la forza risultante nella direzione di attuazione,
definita dal vettore OP , dovuta al campo tensionale nell’ED. Questo campo dipende dal
pretensionamento dato, dal voltaggio applicato e dalla configurazione dell’attuatore. Se
vengono trascurate la viscoelasicit e l’isteresi del materiale, il film si comporta in generale
come una molla di tensione non lineare.
La spinta utile Fa quindi data dalla differenza tra la forza del film e la forza della
SDS (Fa = Ff − Fs ). Convenzionalmente, Fa la forza che un utilizzatore esterno fornisce
all’attuatore al fine di equilibrare le forze interne generate dall’attuatore stesso. Definiamo
l = l̄ + x come la lunghezza attuale dell’attuatore ove x la corsa e ¯
l la lunghezza iniziale dell’attuatore qualora sottoposto a carico esterno nullo ed a voltaggio nullo. La Fig. (2)
mostra alcuni diagrammi qualitativi di possibili curve Forza vs Lunghezza (FL) dell’attuatore
riguardanti le forze interne Ff e Fs , adottando una metodologia di rappresentazione ampiamente utilizzata nello studio di strutture elastiche in interazione mutua ove si mostrano i
moduli delle forze. Per semplicit, Fig. (2) assume che la curva indicante la forza Ff dell’ED
attivato sia parallela alla curva indicante la forza dell’ED disattivato (anche se questo non
sempre il caso, [9]). Si pu vedere che l’applicazione di un voltaggio provoca una diminuzione
della forza Ff . Un ciclo di lavoro dell’attuatore [6] rappresentato dal percorso ABB A .
Per curve Ff date, le curve Fs della SDS possono essere realizzate in modo da ottenere un
attuatore in grado di fornire una forza quasi-costante per un dato intervallo di corsa. Supponiamo di accoppiare l’ED con un meccanismo ”compliant” la cui forza di reazione elastica
aumenta all’aumentare della distanza |P − O|. Nella Fig. (2) si presentano quattro differenti
tipologie di curve FL riguardanti la forza Fs , assumendo che la corsa dell’attuatore x e la
lunghezza iniziale ¯l rimangano invariate.
Si consideri dapprima la curva S2 . Si pu notare che, per un’ampia porzione della corsa,
Fa mantiene un valore costante, Fa on , uguale alla distanza B C1 , se il film di ED attivato,
mentre mantiene un valore costante Fa of f , uguale alla distanza A C1 , se il film di ED disattivato. Se l’attuatore deve fornire maggior forza quando il film di ED attivato, si po scegliere
314
un profilo FL della SDS simile alla curva S3 in modo da aumentare Fa on da B C1 a B C2 (e
conseguentemente diminuire Fa of f ).
La forza Fa of f dell’attuatore nello stato OFF massimizzata realizzando una struttura
che fornisca un profilo FL simile alla curva S1 mentre la forza Fa on dell’attuatore nello stato
ON massimizzata realizzando una struttura che fornisca un profilo FL simile alla curva S4 .
In quest’ultimo caso, non presente alcuna forza in grado di riportare l’attuatore nella sua
posizione iniziale qualora disattivato e si deve quindi predisporre un dispositivo di ritorno. In
alternativa, la struttura pu essere realizzata in modo tale da mantenere una forza di ritorno,
Fa of f , ad un minimo sufficiente a vincere le forze dissipative interne al sistema durante la
corsa di ritorno dell’attuatore.
3. PROGETTO CONCETTUALE DELLA STRUTTURA DI SUPPORTO
La soluzione concettuale proposta mostrata in Fig. (1) e (3). In modo simile alla definizione
utilizzata nella sezione 2, la lunghezza dell’attuatore viene definita come l = |(P − O)|, dove
P e O sono per esempio, due punti dell’attuatore giacenti sull’asse di simmetria del film di
ED (Fig. (3)). In questo caso, la spinta utile Fa applicata al punto P ed ha la stessa direzione
del vettore OP . La SDS proposta progettata per sostenere il film di ED (attraverso un anello
rigido ed un disco rigido (Fig. (3)) ed allo stesso tempo fornire la caratteristica FL desiderata. Come gi menzionato, la struttura ”compliant” realizzata come un meccanismo parallelo
sovra vincolato costituito da una piattaforma mobile (il disco rigido), una base fissa (l’anello
rigido) e da tre gambe uguali ciascuna articolata per mezzo di tre coppie rotoidali elastiche
aventi assi paralleli. Con riferimento alla Fig. (1b), gli spostamenti della piattaforma mobile
lungo la direzione radiale y (o in alternativa le rotazioni) sono prevenute dalla morfologia
della SDS. Grazie alla assialsimmetria del meccanismo e all’adozione di coppie elastiche,
ogni gamba si comporta come un manovellismo di spinta compliant. Un modello schematico
della struttura proposta viene mostrato in Fig. (1b). Come detto in precedenza, il film di ED
ha forma conica. Per quanto riguarda la realizzazione dell’attuatore, un film di ED di forma
circolare e raggio iniziale y0 viene dapprima sottoposto ad un pretensionamento equibias-
F
|
Curva FL
della SDS S2 S1
S3
Faoff
A
A
S4
Ff |V
Curva FL
del film di ED
B
C2
C1
0V
Ff |V
A
B
5kV
B
x
l
Faon
l
Figure 2: Curve FL di ED ed SDS. Illustrazione qualitativa dei moduli di Ff e Fs .
315
Asse
del moto
Lunghezza
dell’attuatore l
P
Piattaforma
mobile
(disco rigido)
Film di ED
Base fissa
(anello rigido)
Stop
meccanico
O
Ingombro radiale y1
Figure 3: Configurazione dell’attuatore a voltaggio e carico nulli.
siale fino al raggiungimento di un raggio finale y1 (Fig. (4)). Viene poi applicata una forza
esterna lungo la direzione z (fornita dalla piattaforma della SDS) che fa si che l’ED assuma
una forma conica. Le fasi concettuali di realizzazione dell’attuatore sono mostrate in Fig.
(4). La posizione di equilibrio dell’attuatore nello stato OFF raggiunta quando le manovelle
delle gambe ”compliant” della SDS risultano perpendicolari alla direzione del moto della piattaforma mobile. La base fissa fornisce uno stop meccanico che previene il funzionamento
dell’attuatore in regioni dove l < ¯l (Fig. (3)). La SDS deve essere adeguatamente dimensionata in funzione dell’applicazione specifica. Le dimensioni dei giunti flessibili possono
essere determinate, nello stadio iniziale di design, usando un modello di corpo pseudo rigido
(o Pseudo-Rigid-Body Model (PRBM) [11]) del meccanismo.
4. MODELLO DELL’ATTUATORE
La spinta utile dell’attuatore data da:
Fa (V, l) = Ff (V, l) − Fs (l)
(1)
dove l la lunghezza attuale dell’attuatore e V il voltaggio applicato al film di ED.
Determinazione sperimentale della forza di reazione del film
Il film di ED utilizzato in questo lavoro una membrana di elastomero acrilico (VHB4905)
mentre gli elettrodi cedevoli sono realizzati mediante un grasso conduttore. Le dimensioni
del film di ED ed il massimo voltaggio di attivazione sono riportati nella Tab. (1), dove t
denota lo spessore iniziale della membrana acrilica e Vmax il voltaggio massimo applicato.
Il pretensionamento iniziale nella direzione radiale y y1 /y0 = 4. Vale la pena menzionare
che la forza del film Ff dipende dal pretensionamento [16]. Al fine di determinare la
forza del film Ff per diversi valori di voltaggio applicato, stato predisposto un apparato
sperimentale (Fig. (5a)). Uno spostamento positivo lungo la direzione z viene imposto ad
un disco rigido rappresentante la piattaforma mobile della struttura ”compliant” (Fig. (4)).
316
Film di ED
(pretensionamento equibiassiale)
Film di ED
(configurazione di riferimento)
y0
y1
Disco
rigido
Fs
Applicazione di un carico esterno
Attuatore finale
(ED + SDS precompresso)
Posizione di equilibrio
Figure 4: Fasi concettuali di realizzazione dell’attuatore.
L’apparato sperimentale configurato in modo tale che la direzione positiva di z sia opposta
alla gravit. La deflessione del film di ED dovuta al suo stesso peso viene trascurata.
La Fig. (6) mostra le curve sperimentali FL del film per diversi valori di voltaggio applicato. Si pu notare che, per una data configurazione imposta, il modulo della forza di reazione
del film di ED, |Ff |, diminuisce se confrontato con la stessa forza qualora non sia applicato
alcun voltaggio. Inoltre, le curve Fa of f e Fa on non sono parallele. La SDS sar progettata in
modo da ottenere una forza costante durante lo stato ON dell’attuatore. Durante lo stato OFF,
l’attuatore manterr una rigidezza positiva. Tanto pi alta sar tale rigidezza, tanto pi facilmente
l’attuatore torner nella sua posizione di riposo (punto A in Fig. (2)) se disattivato. Si noti che
le curve FL mostrate in Fig. (6) sono determinate in condizioni quasi statiche e la dipendenza
(a)
(b)
Figure 5: Apparecchiatura sperimentale per la determinazione della forza del film, Ff (a) e
della SDS, Fs (b)
317
Table 1: Dimensioni del film di ED e voltaggio massimo di attuazione
yo (mm)
20
y1 (mm)
80
t (mm)
1.5
Vmax (kV)
5
6
Forza del film di ED Ff (N)
Ffoff
5
V=0V
4
V=3kV
3
Ffon
2
1
0
V=5kV
0
5
10
15
20
25
30
35
Lunghezza dell’attuatore l (mm)
Figure 6: Forza del film di ED a differenti valori di voltaggio applicato.
dal tempo della forza del film non viene considerata.
Progetto della struttura di supporto
Ogni singola gamba della SDS modellata come manovellismo di spinta ”compliant” (Fig.
(1d)). Le coppie dovute alla deflessione dei giunti flessibili sono date da:
Ti = −Ki Ψi
(2)
dove Ki , i = 1, 2, 3 sono le rigidezze dei giunti (tuttora incognite), Ψ1 = ϑ3 −ϑ30 −ϑ2 +ϑ20 ,
Ψ2 = ϑ2 − ϑ20 , Ψ3 = ϑ3 − ϑ30 , ϑ2 e ϑ3 sono le posizioni angolari di manovella e biella,
misurate rispetto alla direzione del moto dell’attuatore (ϑ1 = ϑ3 + ϑ2 ), e ϑ20 , ϑ30 , ϑ10
(ϑ10 = ϑ30 + ϑ20 ) sono le posizioni indeflesse dei giunti flessibili. Con riferimento alla
Fig. (7), r2 e r3 indicano le lunghezze di biella e manovella rispettivamente, r4 indica la
distanza dello spingitore dall’asse di simmetria dell’attuatore, ed e indica l’eccentricit del
manovellismo di spinta. Si ricordi che l = |P − O| la lunghezza attuale dell’attuatore e l̄ la
lunghezza iniziale dell’attuatore raggiunta quando le manovelle delle gambe della SDS sono
perpendicolari alla direzione del moto dello spingitore (attuatore sottoposto a carico esterno
nullo e a voltaggio nullo). Dall’analisi di posizione del meccanismo si ricavano le seguenti
relazioni:
318
r4
e
Fs/3
K3
P
ϑ3
l
r3
ϑ2
ϑ1
α
K1
r2
0
K2
Figure 7: Modello di corpo pseudo-rigido di una gamba della SDS.
r3 = l̄2 + (e − r2 )2
ϑ3 = π − asin
r sin(ϑ ) − e 2
2
r3
l = r2 cos(ϑ2 ) − r3 cos(ϑ3 )
(3)
(4)
(5)
Con riferimento alla forza agente sullo spingitore, la seguente relazione risulta verificata grazie al principio di sovrapposizione degli effetti:
Fs = F1 + F2 + F3
(6)
dove Fi il contributo della rigidezza Ki della coppia i − esima considerata singolarmente.
Espressioni per le forze F1 , F2 e F3 possono essere ricavate dall’analisi statica del meccanismo o attraverso il principio dei lavori virtuali (fare riferimento a [11], pp. 248-250):
K1 Ψ1 cos(α)
r2 sin(ϑ2 − α)
(7)
K2 Ψ2 cos(ϑ3 )
r2 sin(ϑ3 − ϑ2 )
(8)
K3 Ψ3 cos(ϑ2 )
l sin(ϑ2 ) − e cos(ϑ2 )
(9)
F1 = 3
F2 = 3
F3 = 3
dove α = atan(e/l) (Fig.(7)). La Fig. (8) mostra i moduli delle forze F1 , F2 e F3 riguardanti
la SDS finale (calcolate mediante le Eq. (7-9)). Si consideri separatamente il contributo di
ogni rigidezza K1 , K2 , K3 : possibile notare che le rigidezze K1 e K2 possono essere scelte
319
Forza del film di ED Ff (N)
6
5
Forza ED OFF
4
F1+F2
3
F1
2
Forza ED ON (5kV)
F2
1
0
20
22
F3
24
26
28
30
Lunghezza dell’attuatore l (mm)
Figure 8: Curve FL di ED ed SDS. Si illustra il contributo delle forze F1 , F2 , F3 (mostrate
in modulo) sulla forza della SDS Fs (determinato tramite PRBM).
in modo che F1 + F2 presenti un profilo FL quasi costante, mentre la rigidezza K3 pu essere selezionata in modo che F3 presenti un profilo FL con pendenza negativa. Infatti, per
K1 = K2 = 0 il manovellismo di spinta compliant si comporta come un meccanismo bistabile che raggiunge una posizione di equilibrio instabile quando la manovella perpendicolare
alla direzione del moto dello spingitore (cio quando ϑ2 = π2 ). E’ noto che i meccanismi con
questo comportamento sono caratterizzati da curve FL a pendenza negativa (cio rigidezza
negativa) [7, 8, 11]. Come precedentemente discusso in [7, 8], queste tipologie di meccanismi possono essere realizzate in modo da appiattire la curva FL del film di ED. Dunque, la
metodologia di design composta da due step:
1. I valori di K1 e K2 sono scelti in modo che:
• La forza F12 = F1 + F2 sia quasi costante nell’intervallo di corsa desiderato.
• Nella posizione iniziale dell’attuatore ¯
l, la forza F12 (l̄) = F1 (l̄) + F2 (l̄) e la forza
del film ED nello stato OFF, Ff (l̄, 0) abbiano lo stesso modulo. Essenzialmente una
SDS precompressa avente K1 = 0 e K2 = 0 utilizzata per modificare la spinta utile
dell’attuatore senza alterarne la rigidezza.
2. Il valore di K3 scelto in modo da appiattire Ff (l, Vmax ) lungo l’intervallo di corsa
desiderato. Si noti che, in generale, tanto pi ampio l’intervallo di corsa tanto maggiore
sar la deviazione della spinta utile dal valore costante desiderato.
Le dimensioni caratteristiche della SDS finale sono ricavate mediante una procedura di ottimizzazione ampiamente descritta in [17, 18] e basata sul modello analitico qui presentato.
I valori ottimali delle dimensioni caratteristiche della SDS sono riportati in Tab. (2). In Fig.
(9), vengono tracciati il modulo della forza della SDS |Fs | (determinato tramite PRBM) e
320
Table 2: Parametri progettuali della SDS
e (mm)
28
K1 (Nm/rad)
0.0128
l̄ (mm)
20
K2 (Nm/rad)
0.006
r2 (mm)
20.9
K3 (Nm/rad)
0.0349
r3 (mm)
21.2
ϑ20 (◦ )
42.0◦
r4 (mm)
12
ϑ30 (◦ )
221.3◦
5.5
5
4.5
Forza ED OFF
Forza ED ON (5kV)
Forza SDS (PRBM)
Forza SDS
F (N)
4
3.5
3
2.5
2
1.5
1
20
22
24
26
28
Lunghezza dell’attuatore l (mm)
30
Figure 9: Curve FL di ED, Ff (sperimentali), ed SDS |Fs | in modulo (teoriche e sperimentali)
le forze del film Ff on e Ff of f (determinate sperimentalmente) in funzione della lunghezza
dell’attuatore l. Il comportamento della struttura quello atteso: il modulo della forza della
SDS parallelo alla forza del film di ED Ff on lungo una parte rilevante della corsa e coincide
con Ff of f quando l = ¯l. Dai valori delle Ki si possono ricavare le dimensioni dei giunti
flessibili. Supponendo che tali giunti siano realizzati come travi snelle a sezione rettangolare,
ne consegue che Ki = EIai /Li dove E il modulo di Young del materiale con cui si realizza
il giunto, Li la lunghezza della trave, e Iai = hi 3 bi /12 il momento di inerzia dell’area
della sezione della trave riferita all’asse ai (hi e bi indicano rispettivamente lo spessore e la
larghezza della trave, mentre ai l’asse baricentrico parallelo direzione della larghezza).
Con riferimento al materiale dei giunti, utile sottolineare che l’ottenimento di deformazioni elevate senza superare il limite di snervamento del materiale Sy richiede un materiale con alto rapporto Sy /E [11]. Come mostrato in Tab. (3), alcune plastiche, come
polipropilene o Teflon (PTFE), offrono interessanti propriet in questo senso. Tuttavia, i giunti
in plastica soffrono ben noti problemi di durata, bassa resistenza a fatica e fenomeni tempodipendenti (come creep o stress relaxation). Per questi motivi, al fine di validare sperimentalmente la soluzione proposta, sono stati utilizzati dei giunti metallici. Selezionando il Sandvik
321
Table 3: Propriet dei materiali in termini di Sy /E
Material
Teflon (PTFE)
Polypropylene
Delrin
Steel (Sandvik 11R15)
Aluminum 7075 heat treated
E (MPa)
345
1400
3100
180000
71100
Sy (MPa)
23
34
69
1950
503
Sy /E x 1000
66,7
24,3
44,9
10,5
7,1
Corsa (mm)
6
0
1
3
4
5
6
4
3
7
8
9
10
11
V=0V
Attuatore ON (5kV)
Attuatore OFF
Forza ED ON (5kV)
Forza ED OFF
5
Spinta utile Fa (N)
2
V=5kV
2
V=0V
1
0
V=5kV
−1
−2
20
22
24
26
28
30
Lunghezza dell’attuatore l (mm)
Figure 10: Curve FL di film di ED e attuatore.
11R15 quale materiale per la realizzazione dei giunti e conformando ogni giunto come una
trave snella (ottenuta da lamine di acciaio di spessore desiderato), il modello sopradescritto
permette di selezionare le dimensioni di giunto. I valori finali di tali dimensioni sono riportati in Tab. (4). La risposta della SDS stata valutata sperimentalmente (partendo da una
singola gamba) utilizzando la strumentazione mostrata in Fig. (5b). Come riportato in Fig.
(9), i risultati sperimentali mostrano una buona corrispondenza col comportamento previsto
dal PRBM. La Fig. (10) mostra la spinta utile Fa dell’attuatore complessivo. La spinta utile
dell’attuatore nello stato ON approssimativamente costante (circa 1.7 N) nell’intervallo di
corsa 20-30mm (ammettendo una deviazione massima di 0.2 N) mentre la spinta utile nello
stato OFF una curva approssimativamente lineare che si annulla per l =20mm. Una pendenza positiva della spinta utile in stato OFF mostra che l’attuatore in grado di recuperare la
posizione iniziale l = l̄ qualora disattivato.
322
Table 4: Dimensioni dei giunti
Dimension
Giunto K1
Giunto K2
Giunto K3
bi (mm)
5
5
5
hi (mm)
0.08
0.08
0.08
Li (mm)
3
6.4
1.1
5. CONCLUSIONI
E’ stato presentato un prototipo di attuatore ad ED. L’attuatore ottenuto accoppiando un film
di ED conico con una struttura compliant. La struttura composta da una base fissa e da una
piattaforma mobile connesse attraverso tre gambe uguali. Ogni gamba si comporta come
un manovellismo di spinta ”compliant”. La struttura proposta utilizzata per modificare la
spinta utile dell’attuatore ed ottenere un profilo desiderato della spinta stessa. L’attuatore qui
presentato fornisce una forza costante lungo una parte rilevante della corsa quando il film di
ED attivato, ed una forza di ritorno che lo riporta ad una posizione iniziale quando il film
di ED disattivato. Le propriet elettromeccaniche del film sono misurate sperimentalmente
mentre la struttura ”compliant” stata analizzata e dimensionata sulla base di un modello di
corpo pseudo-rigido. Infine, i comportamenti di struttura e attuatore sono validati mediante
procedura sperimentale.
RINGRAZIAMENTI
Gli autori ringraziano il laboratorio Mectron, Via Caduti delle Reggiane, 1/H 42100 Reggio
Emilia (RE) per il supporto finanziario.
BIBLIOGRAFIA
[1] Bar-Cohen, Y., 2001. Electroactive Polymer (EAP) Actuators as Artificial Muscles: Reality, Potential and Challenges. Bellingham, WA, SPIE Press.
[2] Toupin, R., 1956. “The elastic dielectrics”. J. Rational Mech. Anal, 5, pp. 849–915.
[3] Plante, J. S., 2006. “Dielectric elastomer actuators for binary robotics and mechatronics”. PhD
thesis, Department of Mechanical Engineering, Massachusetts Institute of Technology, Cambridge, MA.
[4] Schlaak, H. F., Jungmann, M., Matysek, M., and Lotz, P., 2005. “Novel multilayer electrostatic
solid state actuators with elastic dielectric (invited paper)”. Y. Bar-Cohen, ed., Vol. 5759, SPIE,
pp. 121–133.
[5] Kim, L., and Tadokoro, S., 2007. Electroactive Polymers for robotic applications. Springer.
[6] Vogan, J., 2004. “Development of Dielectric Elastomer Actuators for MRI Devices”. Master’s thesis, Department of Mechanical Engineering, Massachusetts Institute of Technology, Cambridge,
MA.
[7] Berselli, G., Vertechy, R., Vassura, G., and Parenti Castelli, V., 2008. “A compound-structure
frame for improving the performance of a dielectric elastomer actuator”. Springer, Advances in
Robot Kinematics, 11, pp. 391–398.
[8] Berselli, G., Vertechy, R., Vassura, G., and Parenti Castelli, V., 2008. “Design of a single-acting
constant-force actuator based on dielectric elastomers”. Proceedings of IDETC/ ASME International Design Engineering Technical Conferences.
323
[9] Berselli, G., Vertechy, R., Vassura, G., and Castelli, V. P., 2009.. “On designing compliant actuators based on dielectric elastomers for robotic applications”. IN-TECH, Advances in Robot
Manipulators, ISBN 978-953-7619-X-X.
[10] Plante, J., and Dubowsky, S., 2008. “The calibration of a parallel manipulator with binary actuation”. Springer, Advances in Robot Kinematics, 11, pp. 291–299.
[11] Howell, L., 2001. Compliant Mechanisms. John Wiley and Sons.
[12] Jensen, B., and Howell, L., 2004. “Bistable configurations of compliant mechanisms modeled
using four links and translational joints”. ASME Journal of Mechanical Design, 126, pp. 657–
666.
[13] Berselli, G., Vertechy, R., Vassura, G., and Castelli, V. P., 2009.. “Experimental evaluation of
optimal conically-shaped dielectric elastomer linear actuators”. IEEE/RSJ IROS 2009, International Conference on Intelligent Robots and Systems, St. Luis, USA. ISBN: 978-1-4244-3804-4,
pp. 2910–2915.
[14] Berselli, G., Vertechy, R., Vassura, G., and Parenti Castelli, V., 2009.. “Design of a linear dielectric elastomer actuator of conical shape with quasi-constant available thrust”. IEEE INES
2009, International Conference on Intelligent Engineering Systems, Bridgetown, Barbados. DOI:
10.1109/INES.2009.4924743, pp. 89–94.
[15] Bolzmacher, C., Hafez, M., Khoudja, M. B., Bernardoni, P., and Dubowsky, S., 2004. “Polymer
based actuators for virtual reality devices and rehabilitation applications”. In Proceedings of the
SPIE, Vol. 5385, pp. 281–289.
[16] Wang, H., and Zhu, J., 2008. “Implementation and simulation of a cone dielectric elastomer
actuator”. Vol. 7266, SPIE, p. 726607.
[17] Howell, L. L., Midha, A., and Murphy, M. D., 1994. “Dimensional synthesis of compliant constant
force slider mechanisms”. In Proceedings of DETC94, ASME Design Engineering Technical
Conferences, Vol. 71.
[18] Weight, B. L., 2001. “Development and design of constant-force mechanisms”. Master’s thesis,
Department of Mechanical Engineering Brigham Young University.
324
A PRELIMINARY STUDY FOR A KINEMATIC MODEL OF
THE COMPLEX TIBIA-FIBULA-TALUS-CALCANEUS
Benedetta Baldisserri
Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Vincenzo Parenti Castelli
Department of Mechanical and Aeronautical Engineering,
University of Bologna, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. The relevance of the articulation passive motion, i. e. the motion in virtually
unloaded conditions, for the study of human diarthrodial joints has been widely recognized.
In particular, passive motion makes it possible to better understand the basic role of the
main anatomical structures that guide the relative motion between the articular elements.
Recently, it was shown that equivalent mechanisms allow obtaining fisical-mathematical
models that can well replicate the articular passive motion. These models represent also a
useful tool for both pre-operation planning and prosthesis design.
Although the human ankle joint has been extensively investigated for its strategic importance
in human physical activities, studies that examine the kinematic behavior of the tibio-talar
joint and also outline the motion of the fibula bone, which is directly involved in the ankle
motion, are still lacking.
This paper presents a preliminary study for the development of a 3D passive motion model
of the articulation that involves four bones; namely tibia, fibula, talus and calcaneus. In
this anatomical complex, called TFC for simplicity, the ankle joint is a fundamental part. In
particular, this model targets to evaluate the fibula role.
Keywords: lower limb diarthrodial joints, tibia-fibula-ankle complex, passive motion, kinematic model
1. INTRODUCTION
Diarthrodial joints can be briefly described as a type of articulation that allows a large bone
relative motion, like the elbow and the knee joints. The relative motion of the bones that compose the articulation is constrained by anatomical structures that can be active or passive. The
active constraining elements are muscles while the main passive ones are bones, ligaments,
tendons and cartilages. Among the passive structures, some of them have the important role
to guide, together with the articular surfaces, the relative motion of the bones, as for example
the cruciate ligaments in the knee [1], or the calcaneofibular and tibiocalcaneal ligaments in
325
the ankle [2].
Models of diarthrodial joints proved to be an efficient tool for pratical applications: they
provide useful informations for the planning of surgical interventions, for the design of reliable and efficient prostheses, and for rehabilitation issues. In a model, the anatomical elements can be represented by rigid bodies, or by elastic bodies, or by bodies with a viscous
behaviour. Models can be two-dimensional (2D) or three-dimensional (3D). Obviously 3D
models are more elaborate and sophisticated experimental techniques are essential to measure
the very large amount of geometrical, kinematic and dynamic parameters that are normally
involved in the joint mechanical analysis. Both kinematic and kinetostatic (dynamic) models,
that can involve both passive and active anatomical structures, are of interest. The purposes of
the two kinds of models are different but closely related. In particular, great relevance is given
to passive motion models that involve only passive structures, such as ligaments and bones,
and that are deputed to simulate the joint motion under virtually unloaded conditions. In fact
they allow a deeper understanding of the basic role the main passive anatomical structures
play in the joint motion.
In the literature a great amount of work on the modeling of the lower limb diarthrodial
joints (hip, knee, ankle) and of the whole lower limb has been presented. Different methods
have been used to develop the models: the choice of a particular method depending on the
aim and on the relevance of the study.
In particular, for the human hip joint a huge amount of kinematic and dynamic models
have been proposed. For instance, in [3] an analytical parametric model allows estimating
the natural biological variations in muscle forces and their effect on the hip forces subjected
only to physiological constraints and to a not predefined optimization criterion; in [4] a muscoloskeletal model, in which the hip is represented by a three-DoF (Degree of Freedom) joint,
has been used to estimate joint hip forces during simulated prone hip extension and supine
hip flexion, under a control condition and two altered synergist muscle force conditions; in
the muscoloskeletal model presented in [5,6], the hip joint is defined as a ball-in-socket joint,
with the aim to analyze the effect of subject-specific modelling of hip geometry on the quantification of hip joint moments, muscle moments and hip contact forces during gait; in [7–9]
some models have been used for calculating the contact stress distribution in the hip to know
the resultant hip forces and characteristic geometrical parameters, or to represent the human
hip in the static one-legged position of the body; in [10] a 3D finite element (FE) model
has been developed and validated for predicting cartilage contact stresses in the human hip;
in [11] a phisical rig of the hip joint consists of an artificial pelvis made of aluminium, linked
by a ball-and-socket joint to an anatomically shaped steel femur (thigh bone), to simulate the
impact load on the hip of a falling person wearing a hip protector.
In the last few years a great amount of work about the modeling of the human knee have
been also presented. A computationally efficient methodology that combines a multibody
dynamic simulation with a deformable contact knee model has been developed for predicting
muscle forces and joint contact pressures simultaneously [12]. In a number of 2D models
[13, 14] and 3D models [15], the femur and tibia bones have been represented with rigid
segments (also the patella has been modeled as a rigid body when it has been considered in
the knee model [13]) connected to each other by nonlinear elastic elements, representing the
ligaments [13–15]. Also equivalent mechanisms have been proposed for modeling the knee
joint: equivalent spatial parallel mechanisms with one-DoF for modeling the knee joint in
passive motion in which rigid bodies represented the bones and the isometric ligaments fibres
326
are reported in [16–21]. A 2D model of patellofemoral and tibiofemoral joints has been
developed for simulating the static behaviour of the knee considering three bones (patella,
tibia and femur), ligaments and tendons as rigid bodies [22]. Many models of the knee joint
with different complexity proposed in literature use the finite element method, to analyze, for
instance, the humana patella biomechanics during knee passive flexion [23], or to study how
the variables associated with a meniscal replacement affect the tibio-femoral contact [24].
The same kind of investigations can be found in many papers on the human ankle joint.
Several 2D ankle models analyse the static or dynamic behavior of the joint only in the saggital plane: the ankle is represented as a hinge that links together two rigid segments, one
representing the foot and the other one the leg. For example, a 2D biomechanical inverted
pendulum model for sway in saggital plane has been developed in [25, 26] for studying the
ankle strategy employed in balance control: this model of ankle joint has been used to better
evaluate postural sway, to better understand the role of the ankle torque in postural control,
and to find a correlation between the ankle moment and the sway angle. The same bidimensional model with two segments and a hinge has been also developed for examining the
correlation between ankle torque and ankle angle during walking to evaluate the implications
for design of ankle prostheses [27]. This model has been used also to test the validity of
an original technology that allows measuring the ground reaction forces, the centre of pressure and the body movement using an ambulatory system [28, 29]. A different 2D model of
the ankle joint is the four bar linkage mechanism used to describe the dorsi/plantarflexion
in unloaded conditions [30]. Some 3D models have been also developed for better understanding the human ankle joint. For example an anatomically accurate 3D finite model of the
human foot and ankle has been generated using data from sequential Computed tomography
scans: this model has been used to predict the response of the foot to tibial forces of 150
N [31]. Moreover, starting from experimental observations, some researchers have proposed
equivalent spatial parallel mechanisms for the passive motion simulation at the human ankle
complex joint [32–34].
The human lower limb comprises a great number of anatomical elements, like bones,
ligaments, tendons and muscles. The development of a model of the whole lower limb that
includes all these structures is a difficult task: this model consists of a very large amount
of parameters and it cannot be solved in a simple way or with a low computational cost.
In many studies the model of the lower limb features three rigid segments representing the
foot, the shank and the thigh. For example the rigid segments are constrained by four linear tension springs that represent four muscles to understand how the elastic components
of muscle-tendons systems behave in a human-like segmented leg structures [35]. A similar
bidimensional spring-mass model has been used to find the joint stiffness of both the ankle
and the knee, the global leg stiffness, and the relationship between the local and global stiffness [36]. In [37] dynamic muscoloskeletal model, the three rigid segments representing the
leg are connected by 21 attached muscles defined by their physiological cross-sectional area
and the maximum muscle stress: this model has been used to estimate the bone contact forces
acting on the distal end of the tibia during the stance phase of running. Some researchers used
three rigid segments connected to each other by ball-hinges with three indipendent rotational
degrees of freedom: this is a 3D model that can predict walking patterns or could reconstruct
non-measured rotations [38]. In a few studies the lower limb is represented with more than
three segments. For example the leg consists of a thigh, shank, patella and foot to examine
the individual contributions of the ankle plantar flexors [39]; otherwise a 3D model is formed
327
of upper leg, lower leg, hindfoot, forefoot, and hallux segments to investigate the influence of
an active ankle-foot orthosis in the initial contact dynamics [40]. [41] presents a multibody
methodology for systematic construction of a two-dimensional biomechanical model of a human body, aimed at the effective determination of the muscle forces and joint reaction forces
in the lower extremity during saggital plane movements.
This paper will focus on the modeling of the articulation that involves the four bones
tibia, fibula, talus and calcaneus (henceforth the whole articulation is call TFC for brevity).
In the literature there is only a few studies that examine the kinematic behavior of the human
tibio-talar joint investigating also the motion of the fibula bone, although the fibula kinematic
behavior is directly involved in the ankle kinematic analysis. An exception is the new computational model of the lower limb presented in [42] and developed to study the effects of
a syndesmotic injury on the relative motion between tibia and fibula, and the ankle inversion stability: the anatomical elements modelled in this study are several bones (the tibia and
fibula, talus and calcaneus, navicular, cuneiform and metatarsal bones), several ligaments
and the interosseus membrane. The modeling of the TFC complex is believed to represent
a useful tool for studying the fibula role during the ankle motion, both in passive condition
and in response to external load, thus for a better knowledge of the ankle complex (that
means the anatomical structure composed of the ankle and the subtalar joint) mechanical behaviour. Moreover, involving different anatomical structures that affect the ankle motion, a
TFC model can also play an important role for a future development of a model that will
describe the motion of the whole leg.
In particular, the aim of the preliminary study presented in this paper is the development
of a TFC complex model for the passive motion. Several works [16, 17, 32, 33] have shown
that the passive motion model of a diarthrodial joint is of great relevance to both clarify
the role played by the principal anatomical structures of the articulation (such as articular
surfaces and ligaments) and perform a more reliable dynamic analysis. Moreover, modeling
the passive motion can be regarded as a fundamental starting point of a sequential procedure
[43], which provides a dynamic model that incorporates all the anatomical structures, both
passive and active, and makes it possible to have a global analysis of the articulation, because
it highlights the role that each individual joint structure plays in the joint. Therefore modeling
the passive motion of the TFC complex is considered an important step.
The adopted approach represents the articulation as an equivalent spatial mechanism in
which every rigid link corresponds to a specific anatomical element. This makes the geometry
of the mechanism fit the anatomical structures of the natural joint.
Starting from basic assumptions and anatomical investigations, a number of models have
been devised with the purpose to find a model which is the best compromise between simplicity and efficacy. Each developed model has been critically analyzed and used as a basis
for a further improved model. The intermediate models will be presented. The assumptions
done and the limits of the models will be underlined in order to show the evolution of the
preliminary study and the definition of a possible procedure that could be useful to tackle the
kinematic analysis of an anatomical complex under virtually unloaded conditions.
The final model proposed at the end of this study is represented by an equivalent spatial
mechanism that can both simulate the passive motion of the TFC complex and fit well the
TFC’s main anatomical structures.
328
Figure 1: The main bones of the human ankle complex
2. MODELING
Assumptions
Four main bones, namely tibia, fibula, talus and calcaneus (Fig. (1)) and some ligaments
are considered. Among all the ligaments of the lower leg, two ligaments have been proved
experimentally to have some isometric fibers during ankle passive motion (calcaneofibular,
CaFiL, and tibiocalcaneal, TiCaL, ligaments) [2]; for the other ligaments the isometry of
some fibers is taken as an assumption that allows the modeling of these ligament fibers with
rigid bodies.
Thus, in the equivalent mechanisms proposed, bones and ligament isometric fibers are
modeled as rigid links. In particular talus and calcaneus are considered as a single rigid body
because the relative motion between these two bones is negligible with respect to the relative
motion of the other bones. Hence the four bones tibia, fibula, talus and calcaneus are modeled
as three rigid segments; namely, tibia, fibula and talus/calcaneus.
Moreover, the contact between the bones, and the ligament insertions have also to be
modeled. These connections among anatomical elements can be represented as kinematic
pairs, that can be of different types: elementary or higher with one or more degrees of freedom. The choice on which kind of kinematic pairs will be used for modeling these particular
anatomical elements determines the features of the mechanism. It means that different mechanisms can be developed for modeling the same anatomical complex, depending on which
anatomical elements are modeled and on which kinematic elements are used for modeling
the anatomical ones.
Finally, experimental studies showed that during passive joint flexion, the ankle complex
behaves as a one-DoF system [2, 32, 33]. Based on this observation, it is assumed that also
the TFC complex can be considered as a one-DoF system under virtually unloaded condition.
First, the relative motion between tibia and fibula in the lower extremity has been analysed, looking for experimental data in literature [2, 44–51]. The studies have shown that
during the ankle plantar/dorsi flexion, the main displacement of the fibula with respect to the
329
U
R
Fibula
segment
Tibia
segment
R
S
Figure 2: The spatial four-bar linkage for the tibia-fibula complex
tibia is the lateral one (a few mm); this motion corresponds to the widening of the ankle mortise. The fibula has also minimal anterior-posterior and upward-downward displacements,
that shortly exceede 1 mm. Moreover it has been underlined that the displacement of the
fibula along the longitudinal axis during plantar/dorsi flexion leads the interosseus membrane
fibers between tibia and fibula to change their positions, from an oblique one to a horizontal
one.
The first model: M1
From anatomical investigation, a first equivalent mechanism of the tibia-fibula complex has
been developed. It is the spatial four-bar linkage of type RURS (R, U and S are for revolute,
universal and spherical pair respectively) with one-DoF depicted in the Fig. (2): two links
represent the fibula and tibia bones and the other two links represent the constrains consisting
of the interosseus membrane fibers. The connections between the tibia segment and the
two interosseus membrane fiber segments are modelled respectively with a R pair, whose
direction maybe taken orthogonal at the frontal plane, and with a S pair, whose centre is
the fiber insertion point on the tibia; the connections between the fibula segment and the two
interosseus membrane fiber segments are modelled respectively with an U joint, whose centre
is the fiber insertion point on the fibula, and a R pair, whose direction maybe taken orthogonal
at the frontal plane.
Furthermore, in order to define the TFC model, the connections between the tibia and
fibula bones with the talus and calcaneus bones have to be modeled. The same anatomical
elements that were modeled in [33] for a one-DoF equivalent spatial mechanism for the ankle
330
Tibia segment
B1
A1
B2
A2
A3
B6
C4
C5
A5
C7
B7
Fibula segment
C3
C6
A4
Talocalcaneal segment
Figure 3: The M1 mechanism for the TFC complex
complex joint passive motion, have been used. More precisely, the talus and the tibia bones
and the talus and the fibula bones have been considered in mutual contact at two points and
one point respectively, and the portion of each contact surface has been approximated by a
spherical surface. Moreover, the isometric fibers of the two ligaments CaFiL and TiCaL have
been modeled as two rigid segments linked to the bone rigid bodies with spherical pairs.
Thus, the resulting model for the passive motion of the TFC complex is the one depicted
in Fig. (3), M1. Here the talocalcaneal, tibia and fibula segments feature three sphere-tosphere contact points, where points C4 , C5 and C7 , A4 and A5 , B7 represent the centers of
the mating spherical surfaces fixed to the talocalcaneus, tibia and fibula respectively. Points
A3 and C3 , B6 and C6 are the centres of the spherical pairs that link respectively the TiCaL
segment with the tibia and talocalcaneal segments, and the CaFiL segment with the fibula
and talocalcaneal segments. These points represent the insertion points on the bone segments
of the isometric fibers of the two ligaments. The tibia segment is also connected with two
interosseus membrane fibers: points A1 (that belongs to the axis of the R pair - see Fig. (2))
and A2 (that is the centre of the S pair - see Fig. (2)) represent the insertion points on the tibia
bone of the two fibers. Fibula segment is connected with the same two interosseus membrane
fibers: points B1 (that is the centre of the U joint - see Fig. (2)) and B2 (that belongs to the
axis of the R pair - see Fig. (2)) represent the insertion points on the fibula bone of the two
331
fibers.
Although anatomically based, this model has two main limits: the first one is that it
is a two-DoFs, while the aim of the present study was to model the TFC complex with a
single-DoF mechanism. The second limitation of M1 is that it cannot satisfactorily represent
the contact between the fibula and the tibia bones in the proximal end, under the knee joint,
because the R pair, whose axis is throught A1 , doesn’t allow the centre of the U joint B1
- fixed on the fibula segment - the rotation around the two axes ortogonal to the revolute
kinematic pair axis: these displacements are not the fibula bone principal ones, but they
are not forbidden in the anatomical complex. Therefore M1 mechanism does not allow a
knowledge of the role and the features of the anatomical structures of the joint with a sufficient
accuracy.
3. INTERMEDIATE MODELS
By a careful inspection, a strict correspondence between articulation anatomical structures
and mechanism elements can be recognized and then usefully used to devise the equivalent
mechanism for modeling the TFC complex passive motion more satisfactory. More precisely,
the following correspondences can be assumed:
1. bones with rigid bodies;
2. ligament isometric fibers with rigid rods;
3. ligament attachments with spherical pairs (or universal joints for considering also the
ligament twisting around their own axes);
4. bone contact points with higher pairs which have 5-DoFs. For instance, higher pairs
with sphere-on-sphere contact are equivalent to two rigid bodies linked by a rigid rod
connected to the two bodies by spherical pairs; in fact, during the relative motion of
two conjugate spherical surfaces, the two surfaces keep the contanct at a single point
and the distance between the centres of the two spheres does not change.
If all points of contact between the bones are modeled as sphere-on-sphere pairs, they all can
be represented with rigid rods linked to bones by spherical pairs; the same as for the ligament
isometric fibers. It is easy to show that a mechanism with three rigid bodies interconnected
by binary links through spherical pairs needs 11 rigid rods connecting the three segments in
order to have one-DoF. This computation is based on the Grübler formula.
Five of the 11 rods could be the same of the model presented in [33] for the modeling of
the ankle joint, more precisely: two rods represent the isometric fibers of CaFiL and TiCaL,
other two rods can represent the contact points between tibia and talus, and the last one
represents the point of contact between fibula and talus. Another rod is used to model the
contact between tibia and fibula in the proximal end, and at least one rod represents the
interosseus membrane fibers between tibia and fibula. The mechanism needs other four rods
to be a one-DoF mechanism.
These considerations have been the starting point for the development of different spatial
mechanisms to simulate the passive motion of the TFC complex. The 11 rods and the three
rigid bodies can be arranged to form different mechanisms.
In M2 1 mechanism (Fig. (4)) six ligament isometric fibers are modeled with six rods:
points Ai and Bi , i=1,2,3, represent the insertion points respectively on tibia and fibula segments of the isometric fibers of the three interosseus membrane fibers; points Ai and Ci ,
332
Tibia
segment
B1
A1
B2
A2
Fibula
segment
A3
B3
A5
B6
A4
C5
C6
C4
Talocalcaneal
segment
Figure 4: The M2 1 mechanism for the TFC complex
Tibia
segment
B1
A1
B2
A2
Fibula
segment
A3
B3
B5
C5
A4
C4
Talocalcaneal
segment
Figure 5: The M2 2 mechanism for the TFC complex
333
i=4,5, represent the insertion points respectively on tibia and talocalcaneal segments of the
isometric fibers of the two ligaments TiCaL and TiTaL (one of the main ligaments between
tibia and talus bones); points B6 and C6 represent the insertion points on fibula and talocalcaneal segments respectively of the isometric fiber of the ligament CaFiL. All the points
reported above are the centres of the spherical pairs that connect ligament segments with
bone segments. Five points of contact between bones are represented with the remaining
five rods. In particular, dots in Fig. (4) represent the higher pairs between bone segments:
one is between fibula and tibia segments in the upper extremity, two are between fibula and
talocalcaneus segments and two are between tibia and talocalcaneus segments.
In M2 2 mechanism (Fig. (5)) only five ligaments are selected and modeled with rigid
rods: points Ai and Bi , i=1,2,3, represent the insertion points respectively on tibia and fibula
segments of the isometric fibers of the three interosseus membrane fibers; points A4 and C4
represent the insertion points respectively on tibia and talocalcaneal segments of the isometric
fiber of the ligament TiCaL; points B5 and C5 represent the insertion points respectively on
fibula and talocalcaneal segments of the isometric fiber of the ligament CaFiL. All the points
are the centres of the spherical pairs that connect ligaments with bone segments. Six points
of contact between bones are represented with the remaining six rods. In particular, dots
in Fig. (5) represent the higherpairs between bone segments: one is between fibula and tibia
segments in the upper extremity, two are between fibula and talocalcaneus segments and three
are between tibia and talocalcaneus segments.
However, it is more convenient mantaining the same number of bone contact points in the
ankle joint as the one-DoF parallel mechanism presented in [33], because this solution led to
an equivalent mechanism that showed both to be very efficient to simulate the ankle passive
motion, and to fit well the ankle’s main anatomical structures. This consideration justifies the
search for a new mechanism, called M3 and presented in the next session.
4. THE MODEL M3
The new mechanism M3 comprises respectively two sphere-on-sphere higher pairs that represent the contact between tibia and talus (the internal region of the inferior surface of the
distal tibia articulate with the talus surface and the medial malleolus), and one sphere-onsphere higher pair that represents the contact between fibula and talus (the lateral malleolus)
as in [33] ankle model: points A4 and A5 , B4 and B5 and D9 , C9 , represent the centers of
the mating spherical surfaces fixed to the tibia, talus-calcaneus and fibula respectively. Six
rods represent six ligament isometric fibers that constrain the three rigid bodies representing
the fibula, tibia and talus-calcaneus bones: points Ai and Bi , i=1,2,3, represent the isertion
points respectively on the tibia and talus-calcaneus segments of TiCaL ligament, anterior
tibiotalar ligament (TaTiL-ant) and posterior tibiotalar ligament (TaTiL-post); points Ci and
Di , i=6,7,8, represent the isertion points respectively on the fibula and talus-calcaneus segments of CaFiL ligaments, anterior talofibular ligament (TaFiL-ant) and posterior talofibular
ligament (TaFiL-post). Based on a careful inspection of the proximal part of tibia and fibula,
the contact point between the two bones is modeled by a plane-on-sphere higher pair, instead
of the sphere-on-sphere higher pair: point C represents the center of the mating spherical
surface fixed to the tibia proximal end and in contact with the plane surface fixed to the fibula
proximal end. The remaining rigid rod - essential to develop a one-DoF mechanism - is used
to represent one fiber between fibula and tibia: points A10 and C10 represent the isertion
points respectively on the tibia and fibula segments of a fiber of the interosseus membrane.
334
C
C10
Tibia
segment
A10
Fibula
segment
A3
A2
C8
A1
C7
B4
B5
D9
C6
A5
D8 B3
C9
D7
D6
B2
A4
B1
Talocalcaneal
segment
Figure 6: The M3 mechanism for the TFC complex
The equivalent mechanism M3 shown in Fig. (6) can be more synthetically represented
by the mechanism shown in Fig. (7). Here the meaning of the points Ai , Bi , Cj , Dj , Ak , Ck
(i=1,2,...,5, j=6,7,...,9 and k=10) and C is the same as in Fig.6. This one DoF mechanism
will be considered as the equivalent mechanism of the TFC complex for the passive motion.
The mechanism M3 is believed to provide good results both to simulate the TFC complex
passive motion and to fit the anatomical structures. However some limits can be underlined.
The assumption to consider an isometric fiber for every ligament is not yet justified by experimental data, except for CaFiL and TiCaL. On the other hand, representing the ligaments
as rigid rods led to good results in previous studies and makes the mechanism less complex.
If the presented model M3 will fit well the experimental data of the TFC passive motion, it
will be necessary to prove experimentally the real existence of isometric fibers in the selected
ligaments. Moreover, in the M3 mechanism there is a single DoF between tibia and taluscalcaneus: it means that the two higher pairs between talus and tibia and the three rigid rods
representing the three ligaments, TiCaL, TaTiL-ant and TaTiL-post, constrain the relative motion between tibia and talus-calcaneus to one-DoF motion. Therefore the fibula results to be
driven only by this motion.
335
Tibia segment
Fibula
segment
C
A4
A10 A5
A1
A3 A2
C10
C8
C6
C9
C7
B5
D8
D6
D9
B4
B3
B1
D7
B2
Talocalcaneal segment
Figure 7: The equivalent M3 mechanism for the TFC complex
5. CONCLUSION
A preliminary study for the modeling of passive motion of the complex TFC (tibia, fibula,
talus-calcaneus) by a spatial equivalent mechanism has been proposed in this paper. Based on
the main anatomical structures of the TFC complex - namely tibia, fibula and talus-calcaneus
bones at their interface, and some ligaments - different equivalent mechanisms with one-DoF
have been shown. In fact, the particular approach presented allows the use of different valid
solutions for the development of the sought for equivalent mechanism. Among these the proposed mechanism M3 is believed to have the elements which provide the best correspondence
with the anatomical structures of the TFC complex during passive ankle flexion.
The next step of the presented work is the development of a mathematical model of the
equivalent mechanism that will provide the relation between the independent variables of
motion and the configuration of the mechanism.
Then the experimental validation will be necessary in order to prove if the mechanism
can be an efficient model able to replicate both the passive motion and the main anatomical
structures of the TFC complex.
REFERENCES
[1] Wilson, D., Feikes, J., and O’Connor, J., 1998. “Ligaments and articular contact guide passive
knee flexion”. Journal of Biomechanics, 31, pp. 1127–1136.
[2] Leardini, A., O’Connor, J., Catani, F., and Giannini, S., 1999. “Kinematics of the human ankle
complex in passive flexion; a single degree of freedom system”. Journal of Biomechanics, 32(2),
pp. 111–118.
336
[3] Hurwitz, D. E., Foucher, K. C., and Andriacchi, T. P., 2003. “A new parametric approach for
modeling hip forces during gait”. Journal of Biomechanics, 36, pp. 113–119.
[4] Lewis, C. L., Sahrmann, S. A., and Moran, D. W., 2009. “Effect of position and alteration in
synergist muscle force contribution on hip forces when performing hip strengthening exercises”.
Clinical Biomechanics, 24, pp. 35–42.
[5] Lenaerts, G., De Groote, F., Demeulenaere, B., Mulier, M., Van der Perre, G., Spaepen, A., and
Jonkers, I., 2008. “Subject-specific hip geometry affects predicted hip joint contact forces during
gait”. Journal of Biomechanics, 41, pp. 1243–1252.
[6] Lenaerts, G., Bartels, W., Gelaude, F., Mulier, M., Spaepen, A., Van der Perre, G., and Jonkers,
I., 2009. “Subject-specific hip geometry and hip joint centre location affects calculated contact
forces at the hip during gait”. Journal of Biomechanics, 42, pp. 1246–1251.
[7] Ipavec, M., Brand, R., Pedersen, D., Mavcic, B., Kralj-Iglic, V., and Iglic, A., 1999. “Mathematical modelling of stress in the hip during gait”. Journal of Biomechanics, 32, pp. 1229–1235.
[8] Mavcic, B., Pompe, B., Antolic, V., Daniel, M., Iglic, A., and Kralj-Iglic, V., 2002. “Mathematical
estimation of stress distribution in normal and dysplastic human hips”. Journal of Orthopaedic
Research, 20, pp. 1025–1030.
[9] The, B., Hosman, A., Kootstra, J., Kralj-Iglic, V., Flivik, G., Verdonschot, N., and Diercks, R.,
2008. “Association between contact hip stress and rsa-measured wear rates in total hip arthroplasties of 31 patients”. Journal of Biomechanics, 41, pp. 100–105.
[10] Anderson, A. E., Ellis, B. J., Maas, S. A., Peters, C. L., and Weiss, J. A., 2008. “Validation
of finite element predictions of cartilage contact pressure in the human hip joint”. Journal of
Biomechanical Engineering, 130.
[11] Derler, S., Spierings, A., and Schmitt, K.-U., 2005. “Anatomical hip model for the mechanical
testing of hip protectors”. Medical Engineering and Physics, 27, pp. 475–485.
[12] Bei, Y., and Fregly, B. J., 2004. “Multibody dynamic simulation of knee contact mechanics”.
Medical Engineering and Physics, 26, pp. 777–789.
[13] Tumer, S., and Engin, A., 1993. “Three-body segment dynamic model of the human knee”.
Journal of Biomechanical Engineering, 115, pp. 350–356.
[14] Abdel-Rahman, E., and Hefzy, M., 1993. “A two-dimensional dynamic anatomical model of the
human knee joint”. Journal of Biomechanical Engineering, 115, pp. 357–365.
[15] Blankevoort, L., and Huiskes, R., 1996. “Validation of a three-dimensional model of the knee”.
Journal of Biomechanics, 29, pp. 955–961.
[16] Wilson, D. R., and O’Connor, J. J., 1997. “A three-dimensional geometric model of the knee for
the study of joint forces in gait”. Gait & Posture, 5, pp. 108–115.
[17] Parenti Castelli, V., and Di Gregorio, R., 2000. Parallel mechanisms applied to the human
knee passive motion simulation. Kluwer Academic Publishers, Pirano-Portoroz, Slovenia, June,
pp. 333–344.
[18] Di Gregorio, R., and Parenti-Castelli, V., 2003. “A spatial mechanism with higher pairs for modelling the human knee joint”. Journal of Biomechanical Engineering, 125, pp. 232–237.
[19] Sancisi, N., and Parenti-Castelli, V., 2007. “A 1-dof parallel spherical wrist for the modelling of
the knee passive motion”. In Proceedings of IFToMM 2007, 20th World Congress in Mechanism
and Machine Science, pp. 1 1–6, Paper no. A94.
[20] Sancisi, N., and Parenti-Castelli, V., 2007. “A new 3d kinematic model of the patello-femoral
joint during knee passive motion”. In Proceedings of AIMeTA 2007, pp. 1–12, Paper no. MA 5.1.
337
[21] Sancisi, N., and Parenti-Castelli, V., 2008. “A novel 3d parallel mechanism for the passive motion simulation of the patella-femur-tibia complex”. In Proceedings of the Second International
Workshop on Fundamental Issues and Future Research Directions for Parallel Mechanisms and
Manipulators.
[22] Heegaard, J., Leyvraz, P., Curnier, A., Rakotomananaa, L., and Huiskes, R., 1995. “The biomechanics of the human patella during passive knee flexion”. Journal of Biomechanics, 28, pp. 1265–
1279.
[23] Gill, H., and O’Connor, J., 1996. “Biarticulating two-dimensional computer model of the human
patellofemoral joint”. Clinical Biomechanics, 11, pp. 81–89.
[24] Donahue, T. L. H., Hull, M., Rashid, M. M., and Jacobs, C. R., 2002. “A finite element model of
the human knee joint for the study of tibio-femoral contact”. Journal of Biomechanical Engineering, 124, pp. 273–280.
[25] Ji, Z., Findley, T., Chaudhry, H., and Bruce, B., 2004. “Computational method to evaluate ankle
postural stiffness with ground reaction forces”. Journal of Rehabilitation Research and Development, 41, pp. 207–214.
[26] Pilkar, R. B., Moosbrugger, J. C., Bhatkar, V. V., Schilling, R. J., Storey, C. M., and Robinson,
C. J., 2007. “A biomechanical model of human ankle angle changes arising from short perithreshold anterior translations of platform on which a subject stands”. In 29th Annual International
Conference of IEEE-EMBS, pp. 4308–4311.
[27] Hansen, A. H., Childress, D. S., Miff, S. C., Gard, S. A., and Mesplay, K. P., 2004. “The human ankle during walking: implications for design of biomimetic ankle prostheses”. Journal of
Biomechanics, 37, pp. 1467–1474.
[28] Schepers, H. M., and Veltink, P. H., 2006. “Estimation of ankle moment using ambulatory measurement of ground reaction force and movement of foot and ankle”. In First IEEE/RAS-EMBS
International Conference on Biomedical Robotics and Biomechatronics, pp. 399–401.
[29] Schepers, H. M., Koopman, H., and Veltink, P. H., 2007. “Ambulatory assessment of ankle and
foot dynamics”. In IEEE Transactions on Biomedical Engineering, pp. 895–90.
[30] Leardini, A., O’Connor, J., Catani, F., and Giannini, S., 1999. “A geometric model of the human
ankle joint”. Journal of Biomechanics, 32, pp. 585–591.
[31] Ledoux, W., Camacho, D., Ching, R., and Sangeorzan, B., 2000. “The development and validation of a computational foot and ankle model”. In Annual International Conference of the IEEE
Engineering in Medicine and Biology - Proceedings, Vol. 4, pp. 2899–2902.
[32] Di Gregorio, R., Parenti Castelli, V., O’Connor, J. J., and Leardini, A., 2004. “Equivalent spatial
parallel mechanisms for the modelling of the ankle passive motion”. In ASME DETC 2004, 28th
Biennial Mechanisms and Robotics Conference.
[33] Franci, R., and Parenti-Castelli, V., 2007. “A 5-5 one degree of freedom fully-parallel mechanism for the modelling of passive motion at the human ankle joint”. In Proceedings of ASMEIDETC/CIE 2007, International Design Engineering Technical Conferences and Computers and
Information in Engineering, pp. 1–8.
[34] Franci, R., and Parenti-Castelli, V., 2008. “A one-degree-of-freedom spherical wrist for the modelling of passive motion of the human ankle joint”. In Proceedings of IAK 2008, Conference on
Interdisciplinary Applications of Kinematics, A. Kecskemethy, ed., pp. 1–13.
[35] Iida, F., Rummel, J., and Seyfarth, A., 2008. “Bipedal walking and running with spring-like
biarticular muscles”. Journal of Biomechanics, 41(3), pp. 656–667.
[36] Gnther, M., and Blickhan, R., 2002. “Joint stiffness of the ankle and the knee in running”. Journal
of Biomechanics, 35(11, Nov 1), Nov, pp. 1459–1474.
338
[37] Sasimontonkul, S., Bay, B. K., and Pavol, M. J., 2007. “Bone contact forces on the distal tibia
during the stance phase of running”. Journal of Biomechanics, 40(15), pp. 3503–3509.
[38] Koopman, B., Grootenboer, H. J., and de Jongh, H. J., 1995. “Inverse dynamics model for the
analysis, reconstruction and prediction of bipedal walking”. Journal of Biomechanics, 28(11),
Nov, pp. 1369–1376.
[39] Neptune, R., Kautz, S., and Zajac, F., 2001. “Contributions of the individual ankle plantar flexors
to support, forward progression and swing initiation during walking”. Journal of Biomechanics,
34(11), pp. 1387–1398.
[40] Meyer, A. R., Wang, M., Smith, P. A., and Harris, G. F., 2007. “Modeling initial contact dynamics during ambulation with dynamic simulation”. Medical and Biological Engineering and
Computing, 45(4), April, pp. 387–394.
[41] Blajer, W., Dziewiecki, K., and Mazur, Z., 2007. “Multibody modeling of human body for the
inverse dynamics analysis of sagittal plane movements”. Multibody System Dynamics, 18(2),
Sept., pp. 217–232.
[42] Liacouras, P. C., and Wayne, J. S., 2007. “Computational modeling to predict mechanical function of joints: application to the lower leg with simulation of two cadaver studies”. Journal of
Biomechanical Engineering, 129, December, pp. 811 – 817.
[43] Franci, R., Parenti Castelli, V., and Sancisi, N., 2008. “A three-step procedure for the modelling
of human diarthrodial joints”. In Proceedings of the RAAD2008, 17th International Workshop on
Robotics in Alpe-Adria-Danube Region, September 15-17, 2008, Ancona, Italy.
[44] Krrholm, J., Hansson, L., and Selvik, G., 1985. “Mobility of the lateral malleolus”. Acta Orthopedica Scandinavica, 56, pp. 479–483.
[45] Ahl, T., Daln, N., Lundberg, A., and Selvik, G., 1987. “Mobility of the ankle mortise. a roentgen
stereophotogrammetric analysis”. Acta Orthopedica Scandinavica, 58, pp. 401–402.
[46] Svensson, O. K., Lundberg, A., Walheirn, G., and Selvik, G., 1989. “In vivo fibular motions
during various movements of the ankle”. Clinical Bioechanics, 4, pp. 155–160.
[47] Leardini, A., 2000. “Geometry and mechanics of the human ankle complex, and ankle prosthesis
design”. PhD thesis, University of Oxford.
[48] Beumer, A., Valstar, E. R., Garling, E. H., Niesing, R., Ranstam, J., Lfvenberg, R., and Swierstra,
B. A., 2003. “Kinematics of the distal tibiofibular syndesmosis. radiostereometry in 11 normal
ankles.”. Acta Orthopedica Scandinavica, 74(3), pp. 337–343.
[49] Arndt, A., Wolf, P., Liu, A., Nester, C., Stacoff, A., Jones, R., Lundgren, P., and Lundberg, A.,
2007. “Intrinsic foot kinematics measured in vivo during the stance phase of slow running”.
Journal of Biomechanics, 40(12), pp. 2672–2678.
[50] Bozkurt, M., Tonuk, E., Elhan, A., Tekdemir, I., and Doral, M. N., 2008. “Axial rotation and
madiolateral translation of the fibula during passive plantarflexion”. Foot & Ankle International,
29, pp. 502–507.
[51] Kapandji, I., 2004. Fisiologia articolare, 5 ed., Vol. 2. Arto inferiore.
339
340
REALIZZAZIONE DI UNA MANO ROBOTICA ANTROPOMORFA RIVESTITA DI MATERIALE SOFFICE
Giovanni Berselli
Dipartimento di Ingegneria delle Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di Metallurgia.
Università di Bologna.
E-mail: [email protected]
Marco Piccini
Dipartimento di Ingegneria delle Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di Metallurgia.
Università di Bologna.
E-mail: [email protected]
Marco Brandi
Dipartimento di Ingegneria delle Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di Metallurgia.
Università di Bologna.
E-mail: [email protected]
Gabriele Vassura
Dipartimento di Ingegneria delle Costruzioni Meccaniche, Nucleari, Aeronautiche e di Metallurgia.
Università di Bologna.
E-mail: [email protected]
Sommario. Si delineano le soluzioni progettuali adottate nella realizzazione di una mano
robotica antropomorfa denominata UB-Hand IV. Dapprima si descrivono la struttura del
sistema di trasmissione tendineo, la morfologia dei giunti e le tipologie di sensori utilizzate
tuttora. In seguito si mostra come l’applicazione di una copertura in materiale soffice, omogeneo e di spessore compatibile con i vincoli dell’applicazione, generi un comportamento a
deformazione piuttosto lontano da quello riscontrabile nei polpastrelli umani. Si propone
quindi di modificare la rigidezza complessiva del rivestimento differenziandone la struttura,
formata ancora da un unico materiale, ma divisa in uno strato esterno continuo ed uno
interno discontinuo, il cui comportamento pu essere progettato mediante opportuno disegno
delle cavit in esso distribuite. Risultati numerici e sperimentali confermano l’efficacia della
soluzione proposta. Si mostra infine il primo prototipo di mano.
Parole chiave: mano robotica, rivestimento soffice, materiali iperelastici.
341
1. INTRODUZIONE
Il costante interesse da parte della comunit scientifica e del mondo dell’industria verso dispositivi di presa ad elevata destrezza sottolineato dalla continua proposta di nuovi prototipi [1–3].
In particolare, grande rilievo assume la ricerca rivolta alla realizzazione di Mani Robotiche
Antropomorfe (MRA) simili alla mano umana in termini di dimensioni e funzionalit. Gli esempi di progetto noti dalla letteratura sono numerosi, basati su approcci progettuali differenti
e non sempre pienamente riusciti. Da un analisi sistematica dello stato dell’arte emergono
due tendenze fondamentali: da un lato lo sviluppo di MRA modulari concepite come organi
di presa/manipolazione da accoppiare a braccia robotiche di qualsivoglia tipologia [2, 4],
dall’altro MRA integrate concepite come parti di un sistema composto da MRA, polso e
avambraccio [5, 6].
La scelta di una linea guida rispetto all’altra influenza profondamente il progetto della
mano. Dal punto di vista dell’applicazione industriale un’approccio modulare (e quindi organi di presa stand-alone) risulta preferibile. D’altro canto, il recente interesse verso robot
umanoidi [7, 8], in grado di interagire direttamente con l’uomo, conduce alla necessit di integrare MRA in braccia robotiche anch’esse simili al modello biologico di riferimento. In
quest’ottica, lo sviluppo simultaneo di un sistema mano-polso-avambraccio risulta tuttora
promettente. E’ necessario sottolineare che le caratteristiche funzionali delle MRA sviluppate finora sono ancora lontane in termini di destrezza effettiva da quelle possedute della
mano umana. Risulta quindi pienamente giustificato uno sforzo teso al miglioramento dello
stato dell’arte sia in termini di architettura generale di sistema che in termini di tecnologia
realizzativa e di componentistica (es. sensori e attuatori).
Diverse linee guida possono definire le direzioni di ricerca: una di queste quella di
ispirarsi direttamente alla struttura intrinseca della mano umana. Infatti, la riproduzione di
modelli biologici [9, 10] pu presentare difficolt rilevanti ma, al contempo, pu fornire dei
contributi fortemente innovativi. In particolare, la realizzazione di mani biomorfe certamente
complicata dalle inadeguatezza di molte tecnologie disponibili ma tale limite non appare una
motivazione sufficiente per bypassare i problemi utilizzando soluzioni facilmente disponibili
ma non coerenti con la direzione progettuale prescelta. Un semplice esempio pu servire a
chiarire chiarire questo punto; ben noto che l’utilizzo di pulegge e cuscinetti a rotolamento
riduce notevolmente le problematiche di attrito (e quindi di controllo) nei meccanismi in cui
si utilizza una trasmissione a tendini. Tuttavia una soluzione di questo tipo non congruente
con la linea di ricerca prescelta.
Alla luce delle suddette considerazioni, l’obiettivo di questa memoria quello di presentare i principali aspetti relativi allo sviluppo di un prototipo di MRA denominata UB-Hand
IV (U BHIV ) 1 . La U BHIV si conforma alle seguenti linee guida progettuali:
• Struttura endoscheletrica modulare con strati soffici esterni a simulare epidermide ed ipoderma di dita e palmo (Fig. (1)).
• Utilizzo di attuazione remota (posta nell’avambraccio) e trasmissione a tendini avvolti su
percorsi circolari ricavati direttamente nelle falangi (Fig. (1)). La problematica dell’attuazione
non sar discussa in questa sede.
• Integrazione di un adeguato sistema sensoriale (i.e. sensori di forza per la misura della
tensione dei tendini, sensori di posizione angolare montati sulle falangi, Fig. (2) [11]).
In riferimento alla prima problematica, l’impiego di strati in materiale soffice per rivestire organi strutturali di robot, come mani, braccia o gambe, si sta rapidamente diffondendo
1 L’acronimo
U BHIV significa University of Bologna Hand, quarta versione.
342
Elettronica dei
sensori
Ricoprimento
soffice
(a)
(b)
Tendini
(c)
Figure 1: Sistema di trasmissione a tendini (a) e ricoprimento soffice della mano su falangi,
palmo (b) e dorso (c)
Sensori di forza ai tendini
Sensori di posizione angolare
Figure 2: Integrazione di sensori di forza e sensori di posizione angolare [11].
principalmente per ragioni di accettazione da parte dell’uomo, di sicurezza nella interazione
col mondo esterno e di funzionalit nello svolgimento dei compiti operativi. Dal punto di
vista strettamente funzionale, la presenza di un adeguata cedevolezza superficiale pu influire
grandemente sul risultato di operazioni di manipolazione, in cui la MRA realizza contatti
multipli con oggetti esterni applicando ad essi forze e spostamenti controllati. Come ampiamente dimostrato in letteratura [12–14], la presenza di rivestimenti soffici ottiene l’ effetto
globale di un aumento della stabilit e della robustezza della presa a parit di forze applicate
dall’organo robotico, principalmente a causa di un aumento dell’area di contatto e di una pi
favorevole distribuzione delle pressioni di contatto. Nel caso di contatti con oggetti aventi
irregolarit morfologiche (es. bordi, spigoli, piccole cavit) la deformazione locale dello strato
soffice consente comunque di passare da situazioni singolari e critiche, caratterizzate da elevata instabilit e forte sensibilit ai disturbi, a situazioni pi ”tranquille” in cui una buona efficacia di vincolamento comunque assicurata. Va inoltre aggiunto che la capacit di smorzamento di uno strato di materiale cedevole pu contribuire a stabilizzare il contatto anche in
presenza di urti e vibrazioni. Entrando nel merito di quali siano le caratteristiche ideali di un
343
Giunto
mediale
Giunto
distale
Passivo
Antagonista
Mediale
Prossimale
Giunto
prossimale
(2 g.d.l.)
(a) Gradi di libert del dito
(b)
tendinea
Configurazione
Passivo
Antagonista
Mediale
Prossimale
(c) Prototipo di dito
Figure 3: Struttura del dito della U BHIV
rivestimento soffice per organi robotici, occorre evitare generalizzazioni, in quanto le caratteristiche ottimali di cedevolezza dovranno essere messe in relazione alle funzioni prevalenti
da svolgere. Un dito destinato alla manipolazione fine di piccoli oggetti richieder caratteristiche di deformabilit sotto carico diverse da quelle richieste per un altro organo, ad esempio
l’avambraccio, in cui un rivestimento cedevole sar destinato prevalentemente a funzioni di
protezione passiva. Nel seguito si far riferimento al caso delle dita della U BHIV , ma i concetti proposti appaiono di applicabilit generale (vedi palmo ed, eventualmente, avambraccio).
2. BREVE DESCRIZIONE DELLA STRUTTURA DEL DITO
Configurazione tendinea
Similmente alla struttura biologica, le dita della U BHIV sono catene articolate seriali a quattro gradi di libert (g.d.l.) (Fig. (3a)). Si utilizza un sistema di attuazione remota, posto
nell’avambraccio, con trasmissione a mezzo di tendini flessibili avvolti su percorsi ricavati
direttamente nelle falangi (Fig. (3b)). Il materiale prescelto per i tendini un cavo multifilamento di Ultra High Modulus PolyEthylene (UHMPE), venduto commercialmente col
nome di Dynema Fast-Flight, di cui stata testata la capacit di raggiungere un minimo di
100000 cicli in operazioni di apertura/chiusura libera (i.e. assenza di forze esterne applicate
alle’ultima falange). La configurazione tendinea scelta soddisfa i seguenti requisiti:
• realizzare una struttura di dito capace di equilibrare forze generalizzate applicate all’ultima
falange in ogni direzione;
• minimizzare il numero di tendini (e di conseguenza di attuatori nell’avambraccio) al fine
di semplificare sia la struttura meccanica che il controllo.
La soluzione adottata, visibile in Fig. (3b) e Fig. (3c) cosi composta:
• un tendine posizionato sulla parte posteriore del dito (antagonista) che realizza i movimenti
di estensione;
• un tendine che vincola i giunti mediale e distale in analogia con la mano umana (passivo).
Questo tendine non connesso ad alcun attuatore;
• un tendine flessore (mediale) che aziona il giunto mediale.
• due tendini (tendini prossimali), disposti simmetricamente, per l’attuazione dei due g.d.l.
del giunto prossimale (flessione-estensione e adduzione-abduzione).
344
Giunti a perno
Sensori di forza
Cella di carico + estensimetro
LED
Fotodiodo
Dito robotico
Sensori di posizione
Figure 4: Dito della U BHIV . Sensori di forza e posizione angolare
Disegno del giunto
La struttura interna del dito realizzata per mezzo di prototipazione rapida. L’obiettivo quello
di raggiungere la massima integrazione possibile tra gli elementi strutturali al fine di minimizzare le procedure di assemblaggio. I prototipi sono realizzati in materiale plastico (Fullcure 720 (E = 2870M P a, ν = 0.33)) ed utilizzano giunti a perno ricavati direttamente
nella falangi (Fig. (4)). Questa semplice soluzione progettuale risulta sufficientemente affidabile resistendo ad un minimo di 100000 cicli in operazioni di apertura/chiusura libera
senza mostrare alcun cedimento. Si sta attualmente testando la possibilit di migliorare le
caratteristiche del materiale plastico mediante infiltrazione ionica di metallo.
Apparato sensoriale
Al fine di controllare adeguatamente la U BHIV ed ottenere un adeguato livello di destrezza
stato impiegato un algoritmo che necessita come input dei valori delle posizioni angolari dei
giunti e delle forze ai tendini in prossimit dei giunti stessi. I dettagli riguardanti l’algoritmo
di controllo cosi come la realizzazione dei sensori sono reperibili in [11]. I sensori di posizione utilizzati sono delle coppie Led-Fotodiodo integrate nelle falangi (Fig. (4)). I sensori
di forza utilizzati sono celle di carico estensimetriche appositamente progettate e fabbricate
per l’applicazione in esame. L’elettronica per il condizionamento dei segnali (in fase di realizzazione) posta sul dorso del dito (Fig. (1b)).
3. PROGETTAZIONE DEL RIVESTIMENTO SOFFICE
La U BHIV caratterizzata dall’utilizzo di un rivestimento soffice per falangi, dorso e palmo.
In questa sede ci si concentra sul rivestimento soffice delle falangi.
Per introdurre gli obiettivi e le motivazioni del lavoro descritto in questa sezione utile
esaminare i risultati della ricerca ormai consolidati in letteratura, relativi da un lato al comportamento di un dito umano sottoposto a deformazione statica, dall’altro al comportamento
345
Grafico B
Carico Normale (N)
45
Carico Normale (N)
Grafico A
Dati sperimentali
3
2
1
40
35
30
25
20
15
A,
A,
A,
B,
B,
B,
10
5
0
0
0.5
1.0
1.5
2.0
2.5
4
Spostamento (mm)
t=1,5mm
t=3,0mm
t=6,0mm
t=1,5mm
t=3,0mm
t=6,0mm
6
Spostamento (mm)
Figure 5: Curva carico-spostamento della prova a compressione: dito umano (grafico A),
provini con rivestimento in gomma siliconica di diverso spessore e durezza (grafico B).
equivalente di polpastrelli (fingertips) robotici realizzati con strati di materiale omogeneo depositato su anime rigide che imitano la struttura interna del dito robotico. In Fig. (5), grafico
A (tratta da [15]), riportato il carico normale generato in un polpastrello umano sottoposto
a compressione in condizioni quasi statiche. In Fig. (5), grafico B (tratta da [16]), invece
illustrato il corrispondente comportamento di fingertip emisferiche realizzate con gomme siliconiche di diversa durezza e diverso spessore. Dal confronto tra i due grafici risulta possibile
affermare che comportamenti del fingertip artificiale paragonabili a quelli del modello biologico si possono ottenere solo attraverso l’adozione di materiali elastomerici con durezza
molto bassa e/o con spessori del rivestimento decisamente elevati rispetto alle dimensioni
nominali del fingertip stesso.
Entrambe le suddette soluzioni (i.e. basse durezze o alti spessori) creano problemi progettuali non trascurabili: se da un lato la scelta di materiali troppo teneri implica un decadimento delle propriet superficiali del polpastrello, compromettendone in particolare la resistenza all’usura ed alla lacerazione, dall’altro l’aumento dello spessore non pu essere accettabile oltre certi limiti, essendo vincolate sia le dimensioni massime esterne del fingertip,
sia quelle minime interne della struttura rigida che deve alloggiare il sistema di trasmissione
ed l’apparato sensoriale. L’obiettivo alla base di questo studio quindi l’ottenimento di rivestimenti soffici pi cedevoli rispetto alle soluzioni attuali a parit di durezza e spessore del rivestimento stesso. Sono state tentate con discreto successo soluzioni basate sull’impiego di strati
in spugna di elastomero (Fig. (6)) ricoperte con pellicole superficiali di materiali flessibili, ma
si sono rivelate ardue dal punto di vista della realizzazione tecnologica e poco controllabili
dal punto di vista del progetto a rigidezza.
La soluzione qui proposta, chiamata dagli autori Differentiated Layer Design (DLD), propone l’impiego di un unico materiale elastico per l’intero rivestimento, che risulta costituito
da uno strato esterno continuo e da uno strato interno discontinuo, opportunamente strutturato per modificarne la rigidezza apparente mediante l’inserimento di cavit di geometria
e distribuzione opportunamente prescelte. Il materiale stato scelto in base a caratteristiche
compatibili da un lato con le sollecitazioni dello strato superficiale, dall’altro con esigenze
di fattibilit tecnologica. In particolare, vista l’elevata complessit morfologica richiesta, si
pensato alla Prototipazione Rapida (Stereolitografia) come tecnologia base per applicare il
346
Figure 6: Prototipi di polpastrelli in spugna a diversi livelli di porosit.
Strato
intermedio
Strato
superficiale
Anima
rigida
(a)
(b)
Figure 7: Rivestimento a strati differenziati (a), provini a DLD (b)
concetto di DLD. Il materiale impiegato un elastomero a polimerizzazione fotoaccelerata
noto commercialmente come Tango Plus. In Fig. (7a) si riporta lo schematico di un provino
a DLD, rivestito cio con due strati differenziati di materiale (strato intermedio e strato superficiale) avvolti attorno ad un’anima rigida, mentre in Fig. (7b) si riporta un set di prototipi
realizzati in Stereolitografia. In questa memoria si presentano alcune morfologie adottabili
nel disegno di fingertips robotici ed i relativi dati sperimentali in particolari condizioni di
contatto (provini a calotta emisferica a contatto contro pareti rigide piane). L’interpretazione
critica di tali dati conferma pienamente l’utilit pratica del DLD sia nella modifica del comportamento a deformazione di rivestimenti per organi robotici sia nel tentativo, tuttora in fase
di sviluppo, di creare rivestimenti artificiali il cui comportamento si avvicini il pi possibile
agli analoghi organi biologici.
4. PROGETTO E ANALISI SPERIMENTALE DI RIVESTIMENTI SOFFICI A STRUTTURAZIONE DIVERSIFICATA DEGLI STRATI
Per ottenere dei risultati direttamente comparabili con dati da letteratura, i provini sono stati
dimensionati come in [16, 17]. Forma e ingombri sono compatibili con quelli di un dito
umano (diametro dell’anima rigida di 14 mm, spessore totale del rivestimento soffice di 3
mm). Data la geometria del rivestimento superficiale ed il suo spessore globale, si sono
ideate, sulla base della semplice intuizione, alcune morfologie per lo strato intermedio. In
347
(a) P 1
(b) P 2
(c) P 3
(d) P 4
Figure 8: Provini a DLD. Varianti morfologiche.
particolare, in questa sede si riportano le seguenti quattro morfologie (Fig. (8)):
1. Strato intermedio a sporgenze emisferiche equamente distanziate (provino P 1, Fig.
(8a)).
2. Strato intermedio a sporgenze emisferiche equamente distanziate (provino P 2, Fig.
(8b)).
3. Strato intermedio con ”costole” equamente distanziate che connettono la strutture interna (rigida) allo strato esterno uniforme. Ogni costola risulta inclinata di 45◦ rispetto
alla normale alla superficie esterna in modo tale che carichi normali agenti sulla superficie di contatto si traducano in carichi flettenti agenti sulle ”costole” (provino P 3,
Fig. (8c)).
4. Strato intermedio con micro-travi equamente distanziate che connettono la strutture
interna (rigida) allo strato esterno uniforme. Questa morfologia risulta dalla morfologia precedente (P 3) interrompendo la continuit delle costole in senso circonferenziale
(provino P 4, Fig. (8d)).
Nel seguito, con P 5 si indicher un provino a strato uniforme di 3 mm di spessore in
cui non sono presenti vuoti. Il provino P 5 viene preso come riferimento per la cedevolezza
ottenibile con dato materiale (e quindi durezza) e dato spessore. Come sopra menzionato,
il materiale utilizzato, Tango Plus, un elastomero a polimerizzazione fotoaccelerata le cui
propriet meccaniche conosciute in letteratura riguardano: a) tensione di snervamento (1.50
MPa), b) allungamento a rottura (218%) c) durezza (27 Shore A). Tale materiale si pu considerare incomprimibile e presenta, in condizioni quasi statiche, un comportamento ottimamente approssimabile come iperelastico e isotropo. Infatti, nonostante la tecnica di Stereolitografia preveda la deposizione di strati di materiale con spessore di 0.016 mm [18], il
comportamento a compressione di provini di geometria cubica ottenuti in Tango Plus non
presenta sostanziali differenze al variare dell’orientamento del provino stesso (almeno per
quanto riguarda l’intervallo di deformazioni considerato in questo lavoro).
Analisi sperimentale
Come gi commentato in una precedente memoria [19], un’investigazione approfondita delle
propriet intrinseche di rivestimenti soffici richiede la determinazione di un numero molto ele-
348
Motore
linear
Cella di carico
Provino
Superificie
rigida
Figure 9: Strumentazione.
vato di parametri. Dal punto di vista della manipolazione, di primaria importanza (e assoluta
necessit per operazioni controllate in forza) la conoscenza del comportamento di fingertip
soggetti ad un carico normale ed in condizione di contatto con corpi di varia morfologia
ed, eventualmente, rigidi. In particolare, in letteratura sono presenti numerosi lavori che
analizzano il comportamento di provini emisferici soffici in condizione di contatto [20–22]
contro pareti rigide piane. Lavori pi recenti trattano il comportamento di provini composti
da un’anima rigida ed un rivestimento elastico o viscoelastico nelle stesse condizioni di
carico [23]. In accordo con tali metodologie, le prove sperimentali svolte per convalidare
il concetto di DLD sono state effettuate in condizioni di quasi staticit ed utilizzando provini
emisferici a contatto con superfici rigide piane.
La strumentazione di prova (Fig. (9)) costituita da un motore elettrico lineare che comprende un sensore di posizione ad alta risoluzione, una cella di carico monoassiale ed un
telaio rigido. E’ stata adottata una procedura di prova che prevede l’incollaggio del rivestimento omogeneo sull’anima rigida (onde evitare slittamenti). Il provino cosi assemblato,
rigidamente vincolato al movente del motore lineare, viene premuto contro la superficie
rigida misurandone lo spostamento applicato ed il carico normale risultante. La superficie
rigida (Fig. (9)) realizzata in Plexiglass (modulo di Young E = 3000M P a e coefficiente
di Poisson ν = 0.3). Prima di eseguire ogni test la superficie rigida viene cosparsa di lubrificante. In Figura (10) si riporta la relazione sperimentale tra Spostamento (mm) e Carico
normale (N ) (Curva CS) per le quattro tipologie di polpastrelli presentate (P 1, P 2, P 3, P 4),
per il polpastrello uniforme (P 5) e per il polpastrello umano. Si pu osservare come tutti
i provini presentino un tipico comportamento di self-hardening intensificato dalla presenza
di un anima rigida ed alterato, a parit di spessore, dalla morfologia dello strato intermedio.
Opportune strategie di controllo che permettono di utilizzare proficuamente questo tipo di
comportamento vengono discusse in [23]. Il provino P 5 mostra la rigidezza maggiore, seguito da P 2, P 1, P 3 e P 4 rispettivamente.
Commenti all’analisi sperimentale
Le prove sperimentali riportate nel precedente paragrafo dimostrano come il DLD sia un
metodo efficiente e relativamente semplice per modificare il comportamento a deformazione
di rivestimenti soffici per organi robotici (ed in particolari polpastrelli soffici per MRA).
Com’era prevedibile, un incremento della percentuale di vuoti nello strato intermedio in-
349
Grafico B
8
7
Carico normale (N)
6
Carico Normale (N)
Grafico A
Dati sperimentali
3
5
4
3
P1
P2
P3
P4
P5
HU
2
2
1
1
0
0
0.5
1.0
1.5
2.0
0
2.5
Spostamento (mm)
0
0.5
1
1.5
1
5
2
2.5
3
Spostamento (mm)
Figure 10: Curve CS per provini a DLD, per provino uniforme, per polpastrello umano
(HU) [15].
crementa la cedevolezza del fingertip rendendo il suo comportamento molto simile a quello
del polpastrello umano. Come mostrato in [17], la risposta di provini emisferici omogenei
contenenti un’anima rigida pu essere riprodotta utilizzando un modello a parametri concentrati noto da letteratura e proposto per la prima volta da Li e Kao [22] (legge di potenza o
power law). In accordo con tale modello, la relazione tra il carico normale, N , e lo spostamento, δ data da
N = αδ β
(1)
dove α e β sono costanti dipendenti da materiale e geometria del provino. Un’analisi dei dati
riportati in Fig. (10) mostra come i provini P 1, P 2 e P 5 siano caratterizzati da curve CS
dalla tipica forma esponenziale descritta da Eq. (1). Nel caso dei provini P 4 e P 5, ove le
pareti che separano i vuoti interni sono soggette a carichi flettenti, l’effetto di aumento della
cedevolezza risulta particolarmente evidente. I questi casi, le curve CS del provino possono
essere concettualmente divise in due regioni: la prima, per piccoli spostamenti (o piccoli
carichi imposti) in cui la curva FS risulta lineare e la seconda, per spostamenti (o carichi
imposti) di maggiore intensit, in cui la curva CS presenta la caratteristica forma esponenziale.
Tale risultato (confermato dall’analisi FEM, [19]) interpretabile supponendo un progressivo
collasso delle strutture che compongono lo strato intermedio (i.e. costole o microtravi). A
seguito del collasso e del conseguente contatto tra le superfici laterali delle costole o delle
micro travi con le superfici dello strato esterno (uniforme) ed interno (rigido), il provino si
comporter in maniera similare ad un provino a strutturazione omogenea riportando perci il
classico comportamento di tipo self-hardening.
Il concetto di DLD stato utilizzato per il disegno dei polpastrelli della U BHIV . La
morfologia esterna dei polpastrelli differisce da quella riportata in Fig. (8) ma il concetto
utilizzato per il disegno della struttura interna similare al polpastrello P 1 (polpastrello a
costole). L’adozione di questa filosofia progettuale ci permette di realizzare un rivestimento
soffice il cui comportamento a deformazione similare a quello umano. In Figura (11) visibile
350
Figure 11: U BHIV , MRA sviluppata nell’abito del progetto Dexmart. Si notano
l’endoscheletro in materiale plastico di colore giallo, l’attuazione tendinea e il rivestimento
soffice di colore nero progettato secondo la filosofia DLD
un prototipo parziale della U BHIV , attualmente in fase di collaudo nell’ambito del progetto
Dexmart. La progettazione di palmo e dorso (Fig. (1)) tuttora in corso.
5. CONCLUSIONI
In questa memoria sono state sintetizzate le linee guida relative allo sviluppo di una mano
robotica antropomorfa denominata UB-Hand IV. Dopo una breve descrizione della struttura
del sistema di trasmissione tendineo, della morfologia dei giunti e delle tipologie di sensori
utilizzate tuttora, stato presentata una metodologia per modificare il comportamento a deformazione dei rivestimenti soffici della mano. Questa metodologia, denominata Differentiated
Layer Design (DLD), consiste nello sviluppare un rivestimento multistrato composto da uno
spessore esterno continuo e da uno spessore interno discontinuo caratterizzato da spazi opportunamente dimensionati e distanziati. Sono state presentate alcune tipologie di rivestimento
dalla morfologia semplificata e ne stato esaminato il comportamento in condizione di contatto con una superficie rigida. L’interpretazione dei dati raccolti ha confermato la validit
della soluzione DLD per modificare il comportamento a deformazione dei rivestimenti soffici della mano ed ha posto le basi per la creazione di rivestimenti il cui comportamento sia
simile a quello degli organi biologici.
351
Ringraziamenti
Questa ricerca stata finanziata da EC Seventh Framework Programme (FP7) all’interno del
progetto DEXMART (progetto n. 216239) e dal MIUR all’interno del PRIN2007CCRNFA004 (SICURA project). Si ringraziano: Prof. Claudio Melchiorri, Ing. Gianluca Palli e Ing.
Gianni Borhgesan.
BIBLIOGRAFIA
[1] Kaneko, K., Harada, K., and Kanehiro, F., 2007. “Development of multi-fingered hand for lifesize humanoid robots”. In Proc. IEEE Int. Conf. on Robotics and Automation, ICRA.
[2] Liu, H., Meusel, P., Hirzinger, G., Jin, M., Liu, Y., and Xie, Z., 2008. “The modular multisensory
dlr-hit-hand: Hardware and software architecture”. Mechatronics, IEEE/ASME Transactions on,
13(4), Aug., pp. 461–469.
[3] Allen, P., and Raleigh, B., 2009. “Design of a low cost anthropomorphic robot hand for industrial
applications”. V. J. Segui, ed., Vol. 1181, AIP, pp. 693–703.
[4] Butterfass, J., Grebenstein, M., Liu, H., and Hirzinger, G., 2001. “DLR-Hand II: Next generation
of a dextrous robot hand”. In Proc. IEEE Int. Conf. on Robotics and Automation.
[5] Lovchik, C., and Diftler, M., 1999. “The robonaut hand: a dexterous robot hand for space”. In
Robotics and Automation, 1999. Proceedings. 1999 IEEE International Conference on, Vol. 2,
pp. 907–912 vol.2.
[6] Kochan, A., 2005. “Shadow delivers first hand.”. Industrial Robot: An International Journal, 32,
pp. 15–16.
[7] Rodrguez, N. E. N., 2010. “Design issue of a new icub head sub-system”. Robotics and ComputerIntegrated Manufacturing, 26(2), pp. 119 – 129.
[8] “Humanoid technologies:”.
[9] Stellin, G., 2008. “Bio-inspired design of sensors and mechanisms in humanoid robotics”. PhD
thesis, University of Tor Vergata, Roma.
[10] Ascari, L., Bertocchi, U., Corradi, P., Laschi, C., and Dario, P., 2009. “Bio-inspired grasp control
in a robotic hand with massive sensorial input”. Biological Cybernetics, 100, pp. 109–128.
[11] Berselli, G., Borghesan, G., Brandi, M., Melchiorri, C., Natale, C., Palli, G., Pirozzi, S., and Vassura, G., 2009.. “Integrated mechatronic design for a new generation of robotic hands”. SYROCO,
International IFAC Symposium on Robot Control, Gifu, Japan, pp. 105–110.
[12] Cutkosky, M. R., Jourdain, J. M., and Wright, P. K., 1987. “Skin materials for robotic fingers”. In
Proc. IEEE Int. Conf. on Robotics and Automation, ICRA, Vol. 3, pp. 1649–1654.
[13] Cutkosky, M. R., and Wright, P. K., 1986. “Friction, Stability and the Design of Robotic Fingers”.
The International Journal of Robotics Research, 5(4), pp. 20–37 vol.4.
[14] Shimoga, K., and Goldenberg, A., 1996. “Soft Robotic Fingertips: Part I: A Comparison of
Construction Materials”. The International Journal of Robotics Research, 15(4), pp. 320–334.
[15] J.Z.Wu, R.G. Dong, W. S., and Rakheja, S., 2003. “Dynamic interaction between a fingerpad and
a flat surface: experiments and analysis”. Medical Engineering and Physics, 25, pp. 397–406.
[16] Tiezzi, P., and Vassura, G., 2005. “Experimental analysis of soft fingertips with internal rigid
core”. In Proc. IEEE Int. Conf. on Advanced Robotics, ICAR, pp. 109–114.
[17] Berselli, G., and Vassura, G., 2009. “Differentiated layer design to modify the compliance of soft
pads for robotic limbs”. In Proc. IEEE Int. Conf. on Robotics and Automation.
352
[18] Jacobs, P., and Reid, D., 1992. “Rapid prototyping and manufacturing: fundamentals of stereolitography”. Society of Manufacturing Engineering.
[19] Piccinini, M., Berselli, G., Zucchelli, A., and Vassura, G., 2009.. “Predicting the compliance
of soft fingertips with differentiated layer design: A numerical and experimental investigation.”.
IEEE ICAR International Conference on Advanced Robotics, Munich, Germany, pp. 1–6.
[20] Xydas, N., and Kao, I., 1999. “Modeling of contact mechanics and friction limit surface for soft
fingers in robotics, with experimental results”. Int. Jour. of Robotic Research, 18(8), pp. 941–950.
[21] Xydas, N., Bhagavat, M., and Kao, I., 2000. “Study of soft-finger contact mechanics using finite
elements analysis and experiments”. Vol. 3, pp. 2179–2184 vol.3.
[22] Li, Y., and Kao, I., 2001. “A review of modeling of soft-contact fingers and stiffness control for
dextrous manipulation in robotics”. Robotics and Automation, 2001. Proceedings 2001 ICRA.
IEEE International Conference on, 3, pp. 3055–3060 vol.3.
[23] Biagiotti, L., Tiezzi, P., Melchiorri, C., and Vassura, G., 2004. “Modelling and controlling the
compliance of a robotic hand with soft finger-pads”. In IEEE Int. Conf. on Robotics and Automation, ICRA, Workshop on Multi-point Interaction in Robotics and Visrtual Reality.
353
354
A GEOMETRIC CHARACTERIZATION OF THE
JACOBIAN FOR PLANAR AND SPHERICAL FULLYPARALLEL MANIPULATORS
Carlo Innocenti
Department of Mechanical and Civil Engineering,
University of Modena and Reggio Emilia, Italy
E-mail: [email protected]
Abstract. The paper relates the determinant of the Jacobian matrix of planar and spherical
in-parallel actuated manipulators to the measure of two elementary geometric entities that
can be visually identified based on the manipulator configuration. Although these entities
are virtually of the same kind for the two considered types of manipulators, their measures
have to be combined in slightly different ways in order to obtain the determinant of the
Jacobian matrix. The presented results are especially useful for the optimal dimensional
synthesis of planar and spherical fully-parallel manipulators with a limited workspace.
Keywords: Jacobian, singularity, parallel manipulator, dimensional synthesis
1. INTRODUCTION
The importance of identifying the geometrical conditions that are typical of a parallel
manipulator at a singular configuration has long been recognized, as documented by the
many contributions focused on the subject [1-15]. A parallel manipulator at a singular
configuration is uncontrollable, hence understanding the geometrical features of singular
configurations helps recognizing - and eschewing - them.
At a singular configuration, the Jacobian - i.e., the determinant of the Jacobian matrix of a parallel manipulator vanishes. For any non-singular configuration, the absolute value of
the Jacobian is often taken as a measure of the distance of the manipulator configuration
from singularity. In loose terms, maximizing the absolute value of the Jacobian means
minimizing both the sensitivity of the end-effector posture to the clearance in the
manipulator's joints and the actuator reactions for a given external load on the end-effector.
Despite its potential usefulness, scant attention has been paid so far in the literature to
the geometrical characterization of the Jacobian of parallel manipulators. Only in [4] has the
Jacobian of a planar fully-parallel manipulator been provided with a geometrical meaning,
subsequently exploited to identify the manipulator configurations that maximize the
magnitude of the Jacobian.
This paper first presents a geometrical interpretation of the Jacobian of three-degree-offreedom (3-dof) planar fully-parallel manipulators that is alternative - though equivalent - to
the one provided in [4]. According to the interpretation here presented, the Jacobian equals
the ratio between the area of a triangle and the radius of the circle circumscribed to the
triangle, the involved triangle being defined by the axes of the three linear actuators.
355
P3
n2
Q2
Q3
P2
F
E
n3
n1
y
Q1
P1
O
x
Figure 1. A planar fully-parallel manipulator.
Subsequently the paper proposes a geometrical characterization of the Jacobian of
3-dof spherical fully-parallel manipulators. Believed to be the first one ever presented, this
characterization shares some features with the one here suggested for planar fully-parallel
manipulators, because it too is based on the area of a (spherical) triangle and the (angular)
radius of its circumscribed circle.
Finally the paper shows that the geometrical interpretation of the Jacobian of a
spherical fully-parallel manipulator encompasses the one of a planar fully-parallel
manipulator, as should rightly be the case since the latter is a special case of the former.
The presented results might come in handy while designing a planar or spherical fullyparallel manipulator with a limited workspace. In this instance, being able to predict the
magnitude of the Jacobian in terms of the shape and size of a nearly-constant triangle
greatly simplifies the correct selection of the attachment points of the actuators to base and
platform, especially if dimensional constraints have to be taken into account.
2. PLANAR MANIPULATOR
A 3-dof planar fully-parallel manipulator is here considered with the movable platform
Q1Q2Q3 connected to the base P1P2P3 by three variable-length linear actuators PiQi, i=1,2,3
(see Fig. (1)). The length Li of the generic linear actuator PiQi is related to the position of
the platform by the ensuing equation
L2i = ( Qi − Pi )
(i = 1, 2,3)
2
(1)
The Jacobian Matrix
Differentiation of Eqn. (1) for an observer fixed to the base leads to
dLi =
1
( Qi − Pi ) ⋅ ª¬dE + d ϑ k × ( Qi − E )º¼
Li
356
(2)
In this equation, the infinitesimal displacement of point Qi relative to the base is
expressed in terms of the infinitesimal displacement dE of a reference point E of the
platform (see Fig. (1)), together with the infinitesimal rotation angle dϑ of the platform,
positive if counterclockwise. Moreover, k is the unit vector orthogonal to the platform's
plane of motion, pointed towards the reader in Fig. (1). The special case of a vanishing Li is
here neglected.
Rearrangement of the right-hand side of Eqn. (2) yields
dLi = ni ⋅ dE + ( Qi − E ) × ni ⋅ k d ϑ
(3)
In Eqn. (3), ni is a unit vector parallel to the axis of the i-th linear actuator, directed
from point Pi to point Qi.
In the sequel of this section, all vectors appearing in Eqns. (1-3) will be presumed as
expressed by their three components in a Cartesian reference frame Oxyz that has its
xy-plane parallel to the platform's plane of motion (see Fig. (1)). Vectors (Qi –Pi), dE, and
ni, which are parallel to the platform's plane of motion, have a null third component. Instead
of dealing with such vectors as they are, it will be sometimes advantageous to handle their
two-component counterparts, obtained from the original vectors by suppressing their (null)
third component. A two-component vector derived in such a way from a three component
vector v will be denoted by v*.
The three equations epitomized by Eqn. (3) can be collectively re-written as follows
§ dE * ·
¸
dL = J ¨
¨¨ d ϑ ¸¸
©
¹
(4)
where J is the ensuing 3×3 matrix
§ n1*T
¨
J = ¨ n2*T
¨
¨ n*T
© 3
( Q1 − E ) × n1 ⋅ k ·
¸
( Q2 − E ) × n2 ⋅ k ¸
¸
( Q3 − E ) × n3 ⋅ k ¸¹
(5)
In Eqn. (4), dL is a three-component column vector whose i-th component is dLi,
whereas matrix J is right-multiplied by a three-component column vector formed by the
two-component column vector dE* and scalar quantity dϑ.
In a similar way, the i-th row of matrix J (see Eqn. (5)) is obtained by appending the
scalar quantity (Qi –E)×ni·k to the two-component row vector ni*T.
Matrix J defined by Eqn. (5) is the Jacobian matrix of the considered 3-dof planar
fully-parallel manipulator. It depends - in addition to other factors - on the choice of the
reference point E on the platform, as well as on the orientation of reference frame Oxyz with
respect to the manipulator base.
357
The Jacobian
The Jacobian, i.e., the determinant of the Jacobian matrix, is seemingly dependent upon the
same entities that influence the Jacobian matrix. Actually, for the problem at hand, this is
not entirely true. More specifically, the Jacobian is independent of both the choice of point
E and the orientation of reference frame Oxyz, as will be proved hereafter.
If a different point F were chosen as the reference point on the platform (see Fig. (1)),
the ensuing Jacobian matrix would result
§ n1*T
¨
J ′ = ¨ n2*T
¨
¨ n*T
© 3
( Q1 − F ) × n1 ⋅ k ·
¸
( Q2 − F ) × n2 ⋅ k ¸
(6)
¸
( Q3 − F ) × n3 ⋅ k ¹¸
An equivalent expression for J' is
§ n1*T
¨
J ′ = ¨ n2*T
¨
¨ n*T
© 3
( Q1 − E ) × n1 ⋅ k + n1 ⋅ k × ( E − F ) ·
¸
( Q2 − E ) × n2 ⋅ k + n2 ⋅ k × ( E − F ) ¸
¸
¸
(
)
−
×
⋅
+
⋅
×
−
n
k
n
k
Q
E
E
F
( 3 ) 3
3
¹
(7)
Matrices J and J' differ in their third column only. A comparison between Eqns. (5) and
(7) reveals that the third column of J' is equal to the third column of J plus a linear
combination of the first two columns, the coefficients of this combination being the first two
components of vector k × (E–F). Therefore the ensuing condition holds
det J ′ = det J
(8)
which proves that the Jacobian of the considered manipulator does not depend on the choice
of the reference point on the platform.
Thanks to the just found result, a geometrical interpretation of det J can be easily
obtained by choosing point E in such a way as to simplify as much as possible the
expression for matrix J. If point E is selected at the intersection of the axes of linear
actuators 2 and 3 (point V1 in Fig. (2)), then the ensuing expression for J is obtained
§ n1*T
¨
J = ¨ n2*T
¨
¨ n*T
© 3
( Q1 − V1 ) × n1 ⋅ k ·
0
0
¸
¸
¸
¸
¹
(9)
The computation of the determinant of this matrix by the Laplace expansion along the
first row leads to
det J = ª¬( Q1 − V1 ) × n1 ⋅ k º¼ ( n2 × n3 ⋅ k )
358
(10)
V1≡E
n2
1
Q2
V3
Q3
h1
n3
n1
V2
Q1
Figure 2. The triangle associated with the Jacobian.
The first box product on the right-hand side of Eqn. (10) is the moment of unit vector n1
- thought of as applied to point Q1 - with respect to point V1 (see Fig. (2)). Positive for the
case of Fig. (2), it has as magnitude the height h1 of triangle V1V2V3 relative to side V2V3.
The second box product on the right-hand side of Eqn. (10) is the sine of the
counterclockwise rotation angle that would make unit vector n2 parallel to unit vector n3. Its
magnitude is the sine of angle α1 of triangle V1V2V3; it too is positive for the case of
Fig. (2).
In addition to not depending on point E, the Jacobian does not depend on reference
frame Oxyz either, as Eqn. (10) clearly reveals.
Geometric Interpretation of the Jacobian
Based on Eqn. (10) and the accompanying observations, the absolute value of the Jacobian
is given by
det J = h1 sin α1
(11)
(different expressions for det J could be obtained by changing both indices on the righthand side of Eqn. (11)).
However meaningful it is, Eqn. (11) still involves the shape and size of triangle V1V2V3
in an unsymmetrical way because only one height and one angle are involved. An
alternative expression for det J can be found by multiplying and dividing the right-hand
side of Eqn. (11) by a1, the length of the side V2V3 of triangle V1V2V3 (see Fig. (3))
det J =
a1h1
§ a1 ·
¨
¸
© sin α1 ¹
359
(12)
V1
a2
1
h1
C
a3
R
3
V3
1
a1
2
V2
Figure 3. The triangle associated with the Jacobian and its circumscribed circle.
On the right-hand side of Eqn. (12), the numerator is twice the area A of triangle
V1V2V3, whereas the denominator is twice the radius R of the circle circumscribed to triangle
V1V2V3 (see Fig. (3), where C is the center of the circumscribed circle). Therefore the
resulting expression for the magnitude of the Jacobian of the considered fully-parallel
manipulator is
det J =
A
R
(13)
For a given manipulator at a given configuration, the sign of the Jacobian can be easily
determined based on the sign of the two box products on the right-hand side of Eqn. (10). In
turn, these are dependent - among other factors - upon the labeling of the three linear
actuators.
3. SPHERICAL MANIPULATOR
The case of a 3-dof spherical fully-parallel manipulator is now considered. The manipulator
consists of a movable platform that is oriented about a fixed point O (the center of the
mechanism) by three actuators (see Fig. (4)). If the mechanism is intersected with a unit
radius spherical surface centered at O, then the movable platform can be regarded as a
movable unit radius spherical surface - with embedded points Q1, Q2, and Q3 - that is
superimposed on a fixed unit radius spherical surface - with embedded points P1, P2, and P3.
The actuators can be thought of as variable-length arcs of great circles (in Fig. (4), actuator
P1Q1 has length equal to γ1). Any actuator consists of two links interconnected by a revolute
pair whose axis goes through point O and is orthogonal to the plane through points O, Pi,
and Qi (i=1,2,3). Each actuator is in turn attached to the manipulator base and platform by
revolute joints whose axis are superimposed on segments OPi and OQi respectively.
360
P3
Q3
c1
O
p1
Q2
q1
P1
Q1
P2
1
Figure 4. A spherical fully-parallel manipulator on a unit radius sphere.
The length γi of the i-th actuator is also the angle – in radians - between the sphere radii
OPi and OQi. If pi and qi are introduced as a shorthand notation for vectors (Pi–O) and
(Qi−O) respectively, then the ensuing relation holds
( i = 1, 2,3)
cos γ i = pi ⋅ qi
(14)
The Jacobian Matrix
In order to determine the Jacobian matrix of the considered manipulator, Eqn. (14) is
differentiated with respect to an observer fixed to the manipulator base
− sin γ i d γ i = pi ⋅ dqi
(15)
The infinitesimal variation dqi of unit vector qi can be expressed as follows in terms of
the infinitesimal rotation vector dϑ
ϑ of the platform
dqi = d ϑ × qi
(16)
Insertion of Eqn. (16) into Eqn. (15) leads to
sin γ i d γ i = pi × qi ⋅ dJ
(17)
The cross product pi × qi that appears on the right-hand side of Eqn. (17) is now
provided with the ensuing expression
361
pi × qi = sin γ i ci
(18)
where ci is the unit vector orthogonal to the plane through points O, Pi, and Qi (see Fig. (4)).
(The special case of collinear points O, Pi, and Qi is here neglected, i.e., sin γi ≠ 0 is
assumed.) Either orientation for ci is acceptable, provided that sin γi takes the corresponding
sign in order to satisfy Eqn. (18).
Thanks to Eqn. (18), Eqn. (17) can be re-written as follows
d γ i = ci ⋅ d ϑ
(19)
The equations obtained from Eqn. (19) for i=1,2,3 are now collected in the ensuing
vector relation
d γ = J dϑ
(20)
In this equation dγγ is a three-dimensional vector that has dγi as i-th component, dϑ
ϑ is
the infinitesimal rotation vector of the platform expressed by its components in an
arbitrarily-selected reference frame Oxyz, and J is the ensuing 3×3 matrix
§ c1T
¨
J = ¨ c2T
¨
¨ cT
© 3
·
¸
¸
¸
¸
¹
(21)
The i-th row of J contains the components of unit vector ci in reference frame Oxyz (ci
is considered as a column vector, which justifies the transposition operators in Eqn. (21)).
Matrix J provided by Eqn. (21) is the Jacobian matrix of the considered spherical
manipulator.
The Jacobian
By switching back to vector notation, the determinant of matrix J (see Eqn. (21)) can be
expressed in the ensuing form
det J = c1 × c2 ⋅ c3
(22)
Equation (22) shows that the Jacobian of the considered manipulator depends
exclusively on the relative placement of the unit vectors ci (i=1,2,3) orthogonal to the planes
that contain arcs γi.
Geometric Interpretation of the Jacobian
Arc γi belongs to a great circle that subdivides the unit radius sphere into two hemispheres,
one of which is in the half-space pointed at by unit vector ci. The three great circles
associated with arcs γi (i=1,2,3) together subdivide the unit radius sphere into eight
(spherical) triangles. Only the spherical triangle at the intersection of the three hemispheres
pointed at by unit vectors ci (i=1,2,3) will be considered henceforth (see Fig. (5)).
362
V1
Q3
c2
O
c3
Q2
V3
c1
V2
Q1
Figure 5. Selection of the spherical triangle.
Figure (6) shows the mentioned spherical triangle, together with its vertices Vi, angles
αi, and sides ai (i=1,2,3).
The ensuing relations holds
c1 × c2 = sin α3 m3
(23)
c2 × c3 = sin α1 m1
(24)
where mi is the following unit vector
mi = ± (Vi − O )
( i = 1, 2,3)
(25)
Equation (25) is valid with the plus sign if the vertices of the spherical triangle happen
to be numbered in the counterclockwise order (as in Fig. (6)), otherwise the minus sign must
be selected.
Side-by-side cross multiplication of Eqns. (23) and (24) leads to
( c1 × c2 ) × ( c2 × c3 ) = sin α1 sin α3 m3 × m1
(26)
The left-hand side of this equation can be regarded as a double cross product among
vectors (c1×c2), c2, and c3. It reduces to [(c1×c2)⋅c3] c2.
As for the cross product on the right-hand side of Eqn. (26), it can be expressed in the
ensuing form
363
m1
V1
1
a2
c2
a3
O
c3
3
c1
2
V2
V3
m3
a1
m2
Figure 6. The parameters of the considered spherical triangle.
m3 × m1 = ± sin a2 c2
(27)
(again, the upper sign is valid if the vertices of the spherical triangle are numbered as in
Fig. (6)).
Consequently Eqn. (26) can be re-written as follows
ª¬( c1 × c2 ) ⋅ c3 º¼ c2 = ± sin α1 sin α3 sin a2 c2
(28)
Dot multiplication of both sides of Eqn. (26) by unit vector c2 yields - together with
Eqn. (22) - the ensuing expression for the Jacobian in terms of the geometry of the
considered spherical triangle
det J = ± sin α1 sin α3 sin a2
(29)
The selection of the proper sign in front of the right-hand side of this equation is carried out
in the same manner as for Eqns. (25) and (27). Expressions of the Jacobian equivalent to
Eqn. (29) could be obtained by index rotation.
Equation (29) relates the Jacobian of the considered manipulator to some geometric
parameters of the associated spherical triangle. Unfortunately its lack of symmetry translates
into a difficult appreciation of the magnitude of det J, if based on visualization of the
involved spherical triangle. An alternative, more eloquent expression for the Jacobian can
be determined as follows.
364
1
a2
O
a3
C
3
R
2
a1
Figure 7. The considered spherical triangle and its circumscribed circle.
At first, the ensuing known relation of spherical trigonometry - valid for any spherical
triangle, hence for the triangle in Fig. (6) too - is considered ([16], p. 25)
sin ai sin α j sin α k = 2 N
( i, j, k = 1, 2,3;
i ≠ j; j ≠ k ; k ≠ i )
(30)
where
N = − cos S cos ( S − α1 ) cos ( S − α 2 ) cos ( S − α 3 )
(31)
and S is the half-sum of the angles of the spherical triangle.
As is known, the sum of the angles of a triangle drawn on a unit radius sphere, when
expressed in radians, exceeds ! by the area A of the triangle. Therefore the following
relation holds
S=
π+ A
2
(32)
Another useful relation of spherical trigonometry links the angular radius R of the circle
circumscribed to a spherical triangle (see Fig. (7)) to quantities S and N ([16], p. 67)
tan R = −
cos S
N
(33)
At this point, the tools for providing the absolute value of the Jacobian with an
expressive geometric interpretation are all laid down. From Eqns. (29) and (30) the ensuing
relation can be derived
365
det J = 2N
(34)
Insertion into Eqn. (34) of the expression for N drawn from Eqn. (33) yields
det J = −2
cos S
tan R
(35)
Finally, replacement into Eqn. (35) of the expression for S provided by Eqn. (32)
results into
A
2
det J = 2
tan R
sin
(36)
Equation (36) shows that the magnitude of the Jacobian of the considered spherical
fully-parallel manipulator depends on two geometric parameters only: the angular
circumradius and the area of the spherical triangle drawn on a unit radius sphere by
extending the arcs that represent the manipulator actuators.
The sign of the Jacobian is positive if the vertices of the considered spherical triangle
are numbered in the same sequence as in Fig. (6), negative in the opposite case.
4. REMARKS
The expressions in Eqns. (13) and (36) for the absolute value of the Jacobian of 3-dof fullyparallel planar and, respectively, spherical manipulators are similar. This is not a
coincidence, since a planar mechanism is a special case of a spherical mechanism.
A quick check of the correctness of this supposition can be carried out by noting that
the spherical manipulator shown in Fig. (4) tends to a planar manipulator of the type shown
in Fig. (1) if points Pi and Qi (i=1,2,3) are clustered on an infinitesimal portion of the unit
radius sphere. If such a nearly-planar manipulator is far from a singular configuration, the
spherical triangle V1V2V3 has infinitesimal sides too, together with infinitesimal area and
circumscribed circle. Since the sine and tangent functions are approximated by the identity
function if their arguments (in radians) are infinitesimal, the right-hand side of Eqn. (36)
reduces to the right-hand side of Eqn. (13).
A more in-depth comparison of the Jacobian of planar and spherical fully-parallel
manipulators should address the different meaning of the Jacobian matrices of the two
considered types of mechanisms: on the left-hand side of Eqn. (4) there is a vector of
lengths, whereas on the left-hand side of Eqn. (20) there is a vector of angles. Moreover,
some components of the vector that right-multiplies matrix J in Eqn. (4) are lengths,
whereas vector dϑ
ϑ in Eqn. (20) consists of angles only. The details of such a comparative
analysis are left to the reader.
5. CONCLUSIONS
The paper has proposed new characterizations for the determinant of the Jacobian matrix of
3-dof planar and spherical fully-parallel manipulators. The interpretation of the Jacobian of
the planar manipulators is formally different from - though substantially equivalent to - the
366
one available in the literature, whereas no previous characterization existed for the Jacobian
of spherical manipulators.
The similarities of the two proposed characterizations have been pointed out and
justified. The presented result can find application in the dimensional synthesis of 3-dof
planar and spherical fully-parallel manipulators whenever the magnitude of their Jacobian
has to be maximized in the neighborhood of a given end-effector position.
Acknowledgement
Professor Vincenzo Parenti Castelli's mention of a contribution pivotal to the ensuing
references list is gratefully acknowledged.
REFERENCES
[1] Ma, O., and Angeles, J., 1991. "Architecture Singularities of Platform Manipulators". Proc. of the
1991 IEEE Int. Conference on Robotics and Automation, Sacramento, CA, pp. 1542-1547.
[2] Merlet, J.P., 1992. “Singular Configurations of Parallel Manipulators and Grassmann Geometry”.
The Int. Journal of Robotics Research, 8(5), pp. 45-56.
[3] Mohammadi Daniali, H.R., Zsombor-Murray, P.J., and Angeles, J., 1995. "Singularity Analysis of
Planar Parallel Manipulators". Mechanism and Machine Theory, 30(5), pp. 665-678.
[4] Lee, J., Duffy, J., and Keler, M., 1996. "The Optimum Quality Index for the Stability of InParallel Planar Platform Devices". Proc. of the 1996 ASME Design Engineering Technical
Conferences and Computers in Engineering Conference, Aug. 18-22, Irvine, CA, USA, paper No. 96DETC/MECH-1135.
[5] Hao, F., and McCarthy, J.M., 1998. "Conditions for Line-Based Singularities in Spatial Platform
Manipulators". Journal of Robotic Systems, 15(1), pp. 43-55.
[6] Tsai, L.-W., 1999. Robot Analysis. John Wiley & Sons, ISBN 0-471-32593-7.
[7] Karger, A., 2001. "Singularities and Self-Motion of Equiform Platforms". Mechanism and
Machine Theory, 36, pp. 801-815.
[8] Downing, D.M., Samuel, A.E., and Hunt, K.H., 2002. “Identification of the Special
Configurations of the Octahedral Manipulator Using the Pure Condition”, The Int. Journal of
Robotics Research, 21(2), pp. 147-160.
[9] Karger, A., 2003. "Architecture Singular Planar Parallel Manipulators". Mechanism and Machine
Theory, 38, pp. 1149-1164.
[10] Liu, G., Lou, Y., and Li, Z., 2003. “Singularities of Parallel Manipulators: A Geometric
Treatment”. IEEE Transactions on Robotics and Automation, 19(4), pp. 579-594.
[11] Wen, J.T., and O’Brien, J.F., 2003. "Singularities in Three-Legged Platform-Type Parallel
Mechanisms". IEEE Transactions on Robotics and Automation, 19(4), pp. 720-726.
[12] Wolf, A., and Shoham, M., 2003. “Investigation of Parallel Manipulators Using Linear Complex
Approximation”. Trans. ASME Journal of Mechanical Design, 125(3), pp. 564-572.
[13] Di Gregorio, R., 2005. "Forward Problem Singularities in Parallel Manipulators Which Generate
SX–YS–ZS Structures". Mechanism and Machine Theory, 40, pp. 600-612.
[14] Ben-Horin, P., and Shoham, M., 2006. "Singularity Analysis of a Class of Parallel Robots Based
on Grassmann–Cayley Algebra". Mechanism and Machine Theory, 41, pp. 958-970.
367
[15] Karger, A., 2007. "Architecturally Singular Non-Planar Parallel Manipulators". Mechanism and
Machine Theory, 43, pp. 335-346.
[16] Todhunter I., 1886. Spherical Trigonometry, 5th ed.. Macmillan and Co..
368
INDICE DEGLI AUTORI
Allotta Benedetto
Andrisano Angelo Oreste
Baldini Andrea
Baldisserri Benedetta
Brandi Marco
Berselli Giovanni
Campioni Eleonora
Castagnetti Davide
Catania Giuseppe
Cavallari Marco
Cocconcelli Marco
Costi Stefania
Croccolo Dario
Dalpiaz Giorgio
De Agostinis Massimiliano
D’Elia Gianluca
Delvecchio Simone
Donati Lorenzo
Dragoni Eugenio
Faretra Marco
Ferrari Alberto
Freddi Alessandro
Gherardini Francesco
Giacopini Matteo
Innocenti Carlo
Leali Francesco
Maggiore Alberto
Malagò Marco
Malvezzi Monica
Marin Tito
Medri Gianluca
Meneghetti Umberto
Mucchi Emiliano
Nicoletto Gianni
Olmi Giorgio
Parenti Castelli Vincenzo
Pellicciari Marcello
Piccini Marco
171
1, 65
155
325
341
311, 341
155
193, 235
19
37
299
299
209
37
209
37
37
101, 247
193, 235, 263
65
299
117
65
155
355
1, 65
51
37
171
143
81
51
37
143
117
311, 325
1, 65
341
369
Pini Fabio
Pugi Luca
Radi Enrico
Reggiani Barbara
Ricci Stefano
Rivola Alessandro
Rompato Marco
Rosati Giulio
Rossi Aldo
Rubini Riccardo
Scirè Mammano Giovanni
Segatori Antonio
Sorrentino Silvio
Spaggiari Andrea
Strozzi Antonio
Tomesani Luca
Toni Paolo
Troncossi Marco
Vassura Gabriele
Vergnano Alberto
Vertechy Rocco
Vincenzi Nicolò
Zanotto Damiano
Zhou Jie
65
171
155
101
89
89
247
289
289
299
263
247
19
193
155
101, 247
171
89
311, 341
1, 65
311
209
289
101
370
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Thank you for your participation!

* Your assessment is very important for improving the work of artificial intelligence, which forms the content of this project

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