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design of suspension systems and control - Unitn

1. ee SIMONE Ro 44 44 2 444 446 44 8 45 Tempo s Fig 134 Test di funzionalit della strategia anti impatto elongazione del cilindro sospensione coefficienti di damping nominale e modulato secondo l algoritmo di anti impatto e particolare della corrente di pilotaggio delle valvole proporzionali Test della funzionalit di pitch control durante tale test il banco prova sottoposto ad un profilo sinusoidale avente semi ampiezza pari a 4 mm e frequenza 3 Hz La funzionalit del controllo di beccheggio testata sollecitando il sistema con un evento digitale di frenata da parte dell operatore Fig 135 e Fig 136 La medesima funzionalit viene inoltre verificata sottoponendo il sistema ad una funzione ad onda quadra descrivente la posizione del pedale dell acceleratore Fig 137 9 Il pannello di controllo del sistema sperimentale prevede l ingresso digitale di frenata 156 Attivit sperimentale Digital brake event PG DIG P G ACC lt e 20 25 30 35 40 45 Tempo s Mult coeff pitch gain Fig 135 Test di funzionalita della strategia di controllo del beccheggio manovra di frenata profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz transitorio del coefficiente moltiplicativo del coefficiente di damping 1200 T 1000 is D 5 5 ia Current 3 i Current 14 90 6 25 30 35 40 45 Tempo s Fig 136 Test di funzionalit della strategia di controllo de
2. MARKETING MEETING INTERVIEW OF OFF HIGHWAY MANUFACTURER HYDRAULIC UNIT DESIGN CONTROL DESIGN SIMULATION OF CONTROLLER amp N L PLANT DEVELOPMENT OF THE NON LINEAR PLANT MODEL HYDRAULIC UNIT RAPID PROTOTYPING OF PROTOTYPE THE CONTROLLER TEST CONTROL REAL TIME APPLICATION HYDR PROTOTYPE EXPERIMENTAL TESTING ON FIELD Fig 6 Schema del Model Based Design Le attivita svolte nel presente studio sono indicate nella parte sopra la linea tratteggiata 10 Introduzione Secondo il MBD il modello del sistema plant costituisce il nodo centrale del processo di sviluppo dalla definizione dei requisiti per passare alla progettazione l implementazione ed il testing Il modello revisionato con continuit durante il processo viene infine testato attraverso simulazioni per verificarne l attendibilit e l aderenza al sistema reale Tale tecnica permette di ottimizzare tempi e costi di sviluppo prodotto e di testare soluzioni non ancora presenti sul mercato garantendo quindi la massima flessibilit durante l iter di progettazione L approccio del MBD risulta inoltre particolarmente adatto per l applicazione di tecniche quali la prototipazione rapida del controllo Rapid Control Prototyping RPC simulazioni e testing hardware in the loop e la generazione automatica di codice embedded L attivit di ricerca oggetto del presente elaborato pu essere sintetizzata secondo quanto segue In p
3. CVD pitch control 05 i i i i i i i 8 10 12 14 16 18 20 Time s Fig 73 Pitch control prova di inversione del moto elongazione del cilindro sospensione trattore equipaggiato con aratro e ballast anteriore 5 3 Controllo di livellamento Self leveling control Le condizioni di impiego delle trattrici agricole comportano una consistente variabilita delle condizioni di carico dell assale anteriore a fronte di una corsa limitata del cilindro sospensione La conseguente deflessione statica della sospensione pu portare la stessa ad operare in prossimit delle condizioni di finecorsa pregiudicando la funzionalit del sistema Il mercato off highway propone sospensioni idrauliche auto livellanti Par 2 3 1 in funzione del segnale di elongazione della sospensione il controllo compensa le deflessioni statiche garantendo la piena corsa del cilindro sospensione in ogni condizione di carico Per il particolare caso di studio il segnale di feedback provvisto da un sensore angolare posto in corrispondenza della cerniera dell articolazione superiore della sospensione requisiti del controllo di levelling possono essere cos riassunti L elongazione del cilindro non deve essere corretta in modo continuo al fine di limitare i consumi energetici e preservare l azione filtrante della sospensione La funzione di livellamento attiva qualora il mezzo stia viaggiando al di sopra di
4. codici di controllo in tempo reale ovvero simulazioni real time Hardware in the loop HIL Attraverso un kernel real time il codice viene eseguito in tempo reale Il kernel intercetta l interrupt del clock del PC con anticipo rispetto al sistema operativo Windows L interrupt scandisce l azione dello scheduler e quindi del codice eseguibile generato dal modello Simulink Stateflow del controllo In tal modo l applicazione real time mantiene la massima priorit di esecuzione Il codice eseguibile viene generato mediante Real Time Workshop RTW ed un compilatore C C Real Time Windows Target per mezzo di interrupt esegue l applicazione in tempo reale secondo la frequenza di lavoro selezionata sample rate Ad ogni interrupt l eseguibile calcola le uscite del relativo modello Il processo di design attraverso lo strumento RTWT del tutto in sintonia con l approccio del Model Based Design In particolare pu essere sintetizzato nei seguenti punti 1 Progettazione del controllo Matlab environment 2 Creazione dei modelli Simulink del controllo e del plant Testing mediante simulazioni al calcolatore Analisi dei risultati ed eventuale iterazione del processo 3 Prototipazione rapida del controllo Generazione dell applicazione real time mediante gli strumenti RTW RTWT Esecuzione dell applicazione in tempo reale ed eventuale testing HIL Analisi dei risultati ed eventuale iterazione del process
5. B 30 PS n Abs Magnitude d D 240 220 Phase Degrees M eo am Frequency Hz Fig 31 Diagrammi di Bode modulo e fase delle R F sperimentale ed approssimante 3 3 3 Analisi di strategie semi attive per il controllo del damping Viene presentata l analisi comparativa condotta attraverso simulazioni al calcolatore tra la soluzione passiva caratterizzata sperimentalmente e le differenti strategie di controllo semi attivo del damping presentate nel Par 2 4 4 La dinamica dell anteriore della macchina agricola stata simulata attraverso un modello QCM Il modello di Il profilo stradale descritto sia secondo eventi discreti profili step e rampa che stocastici ovvero secondo i profili ISO Le simulazioni considerano un damper ideale ovvero avente una banda passante idealmente infinita comunque tale da non influenzare le performance del sistema nel range frequenziale di interesse Vengono inoltre impiegati i criteri di valutazione delle performance precedentemente introdotti 43 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty sospensione idro pneumatica calibrato secondo i risultati dell indagine sperimentale L architettura del controllo descritta in Fig 32 segnali di misura consistono nelle accelerazioni verticali dei corpi e l elongazione del cilindro sospensione Nel presente lavoro sono stati impiegati stimatori dei se
6. Damper passivo con caratteristica regressiva ottimizzata per la particolare condizione di carico Fig 51 Damper pilotato mediante feedback della caduta di pressione inseguimento della caratteristica regressiva ottimizzata Fig 51 data l asimmetria della variabile di controllo corrente di pilotaggio della valvola e le non linearit del sistema vengono impiegati due distinti controllori PID rispettivamente per le fasi 70 Modello multi fisico di macchina agricola di estensione e ritrazione del cilindro sospensione controllori sono di tipo adattativo i coefficienti vengono definiti in funzione della velocit di elongazione del cilindro Controllo del damping mediante inseguimento della forza di damping obiettivo caratteristica regressiva ottimizzata di Fig 51 possibile definire il coefficiente di smorzamento obiettivo come rapporto Cop Fdamp Vei Agendo per mezzo della valvola possibile imporre tale coefficiente secondo il legame non lineare corrente coefficiente di damping 8000 6000 Regressive Progressive Damping force N 0 4 0 6 Velocity m s 0 6 d 2000 4000 Fig 51 Caratteristiche regressiva e progressiva dell ammortizzatore Non linearit saturazioni e dinamica della valvola time delay e banda passante rendono il pilotaggio mediante feedback in pressione poco performante Fig 52 L inseguimento del coe
7. applicazione di un carico frontale 1200 kg il controllo reagisce attraverso la funzionalit di levelling Come da specifica il levelling inattivo per ingressi impulsivi w No Damping coeff Ns m ho N 15 4 T n Brake signal ON i i i Sql PSdalinput rager Brake signal OFF j 0 gt 9 km h Transition to nominal value 9 Zb fi eee e 2 Nm el 20 30 40 50 60 70 80 Time sec Fig 102 Test della Macchina a Stati Finiti modalit operativa di controllo del beccheggio macro stato di sospensione attiva coefficiente di damping e fattore di amplificazione dovuto al controllo di beccheggio Si nota l effetto dovuto alla variazione del segnale dell acceleratore e ad un evento digitale di frenata 122 Cylinder elongation mm Conversione del controllo in una Macchina a Stati Finiti Mechanical end stop 1 5 gt 5 km h upper limit ve Level up disabled 2 O beveling cretled i Level down ON at ew drive 3 10 20 30 40 50 60 70 80 Time sec Fig 103 Test della Macchina a Stati Finiti levelling manuale del sistema sospensioni superata la velocit di soglia la funzione automatica di levelling porta il sistema in posizione di set point Cylinder elongation mm 30 20 10 10 20 30 20 T T T T T Transition to pressure equilibrium Yria 0 gt 16 Km h i Lock mid i
8. 0 02 0 01 0 01 0 02 Displacement m 0 03 Susp cyl elongation Susp cyl elongation filtered ee er NAW sup limit NAW inf limit 0 05 10 15 20 25 Fig 75 Self leveling control soluzione classica azione del controllo di livello a seguito dell applicazione di un carico Time anteriore 1200 kg Is 30 L azione del controllo non quindi dovuta alla sola azione del carico esterno bens al fatto che sebbene la sospensione si trovi all interno della banda di inattivit il controllo continua ad agire in quanto il segnale di feedback segnale di elongazione filtrato si trova 97 Displacement m Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty all esterno di tale banda Un tale comportamento frequente soprattutto per variazioni di carico consistenti e successive operazioni di carico e scarico del mezzo Allo scopo di soddisfare l insieme delle specifiche garantendo la stabilit del controllo stata proposta una soluzione di controllo alternativa L azione di levelling viene abilitata qualora due distinti segnali eccedano la banda di inattivit segnali calcolati impiegando due differenti filtri Un filtro passa basso avente banda passante limitata LBF low bandwidth filter evita l azione del controllo in caso di ingressi impulsivi o scuotimenti della sospensione ad ampiezza
9. TRANSITION_TO_NOMINAL_CONDITION entry Pitch_gain PG_DIG e during N dig_pitch_input OFF Pitch_gain PG_ACC tau_pitch_return Tsample P tch_gain 1 tau_pitch_return Tsample Fig 99 Macchina a Stati Finiti funzione di sospensione attiva con modi operativi non mutuamente esclusivi di levelling contollo del beccheggio e controllo anti impatto Le transizioni della modalit di levelling sono abilitate qualora sussistano le condizioni di Fig 89 e comunque opportunamente interdette nel caso in cui il cilindro sospensione giunga in condizioni di finecorsa meccanico Qualora il segnale del sensore angolare ecceda i limiti della finestra AIW la funzione anti impatto diviene attiva ANTI_IMPACT Per mezzo della variabile di controllo Ga inviata all unit di controllo che gestisce modulazione del coefficiente di damping le valvole vengono opportunamente pilotate in corrente La modalit di pitch PITCH_MODE modula il coefficiente di damping attraverso la variabile di controllo Pitch_gain definita dal segnale del pedale dell acceleratore in condizioni nominali segnale PG_ACC In caso di evento digitale frenata cambio marcia assume il valore associato PG_DIG qualora maggiore di PG_ACC Il rientro 120 Conversione del controllo in una Macchina a Stati Finiti al valore nominale gestito attraverso un filtro rappresentato da uno stato discreto di transizione 6 5 Test della Macchina a Stati Finiti
10. 2 4 5 Considerazioni relative al controllo di sistemi idraulici La progettazione del controllo di sospensioni idro pneumatiche semi attive deve considerare alcuni aspetti quali la caratteristica non lineare di forza e velocit dei damper controllati la banda passante del sistema di attuazione le isteresi di natura meccanica ed idraulica la comprimibilit del fluido etc Tali problematiche sono presentate e discusse da Grott 14 Hayase et al 16 Opdenbosch 28 Sirouspour amp Salcudean 32 fenomeni di attrito costituiscono una delle principali cause del comportamento non lineare dei sistemi idraulici possono comportare diminuzioni anche del 30 di forze e coppie esercitate dagli attuatori Identificazioni sperimentali portano ad un modello di attrito composto da un termine coulombiano ed un altro dipendente dalle pressioni in gioco La compensazione pu essere eseguita per mezzo di un controllore sfruttando informazioni quantitative degli attriti Questi possono essere valutati in modo indiretto secondo due modalit identificazione sperimentale e stima La prima permette di ottenere una descrizione accettabile degli attriti La seconda eseguita per mezzo di appositi osservatori non lineari e a struttura variabile Bonchis et al 5 6 ne permette la stima in linea 31 3 ANALISI TEORICA E SPERIMENTALE DI SOSPENSIONI PER MEZZI OFF HIGHWAY Il presente capitolo descrive la macro attivit volta all analisi dello stato
11. HYDRODYNAMIC FORCES EFFECTS Fig 119 Caratteristica stazionaria sperimentale della valvola proporzionale per una corrente di pilotaggio di 880 mA Si osserva l effetto di inversione dovuto a forze di natura idrodinamica jet forces OUTLET LEA lee gt Sla o 7 SPOOL 7 i CER o a RESULTING FORCE RESULTING FORCE ON THE SPOOL ON THE SPOOL Fig 120 Rappresentazione schematica del fenomeno dovuto alle jet forces anche dette forze di reazione idraulica caso dello spool cilidrico 146 Attivit sperimentale 8 1 3 Risposta dinamica delle valvole proporzionali La risposta al gradino di comando in corrente permette di determinare le caratteristiche dinamiche della valvola proporzionale Durante questa prova la dinamica dei componenti del banco non deve influenzare le grandezze di interesse La risposta dinamica della valvola descritta attraverso l intervallo temporale Ato 99 che intercorre tra l istante in cui il segnale di controllo corrente di comando cambia stato ed il tempo necessario a raggiungere il 90 del valore di regime del differenziale di pressione Fig 121 Il test condotto mantenendo una portata costante pari a 25 l min e sottoponendo la valvola a variazioni in corrente tra 450 1000 mA 450 1600 mA 1000 450 mA 1600 450 mA secondo differenti pressioni massime alla porta di ingresso Ap Step On Time Current Feedback 90 of Steady State Steady State Value WUHAN IU t Fi
12. composto da tre unit principali In primo luogo una workstation con sistema operativo Windows provvisto dell installazione del software Matlab Simulink e dei pacchetti Real Time Workshop RTW e Real Time Windows Target RTWT necessari per l esecuzione del codice di controllo in tempo reale Il calcolatore provvisto di una scheda multifunzione la quale provvede all acquisizione dei segnali necessari al controllo ovvero i comandi dell operatore e le informazioni provviste dalla sensoristica trasduttore di pressione sensore angolare ed accelerometri 130 Prototipi sperimentali del sistema idraulico e di controllo Il calcolatore secondo gli algoritmi di controllo elabora in tempo reale tali informazioni control input e fornisce per mezzo della scheda i relativi segnali di controllo control output ovvero le correnti di comando delle valvole proporzionali larives 4 t elementi 3 e 4 di Fig 57 e lo stato digitale delle due valvole di levelling componenti 1 e 2 di Fig 57 segnali di input output del controllo sono trattati da un apposita unit la quale provvede al condizionamento dei segnali oltre che all alimentazione della sensoristica di controllo ed al pilotaggio in corrente delle valvole attraverso convertitori elettronici di potenza Il pannello di comando costituisce l interfaccia tra manovratore ed unit di controllo consente quindi l abilitazione del sistema sospensioni mediante il segnale di chiave
13. y u M z z k z z m Secondo il progetto del regolatore LQR necessario minimizzare un apposito funzionale in forma integrale sintesi LQR Williams 83 il quale applica diversi pesi all accelerazione del corpo elongazione della sospensione e forza agente sul pneumatico J 0 5 Tu Q z 2 r z at 10 0 Definita P la matrice simmetrica definita positiva soluzione dell equazione di Riccati possibile ottenere un input di controllo ottimale attraverso un operazione di retroazione dello stato F KE k k k x Ir 11 k k Z k z Z J ky 2 2 ky k z z 24 Stato dell arte diversi coefficienti di feedback dello stato possono essere ricondotti a k1 k3 damping riferito alla velocit assoluta della massa sospesa Skyhook damping k3 damping riferito alla velocit relativa tra i due corpi k2 rigidezza riferita all elongazione relativa tra i due corpi k4 k2 termine di rigidezza equivalente dello pneumatico Ponendo k4 k2 le prestazioni del veicolo non cambiano sensibilmente Tale scelta evita la necessit di misurare l altezza del veicolo dalla strada 2 4 2 Concetto di controllo Skyhook Il concetto di controllo Skyhook prevede la presenza di uno smorzatore ideale connesso tra massa sospesa ed un riferimento inerziale Fig 19 Rispetto al classico sistema passivo propone una maggior attenuazione delle accelerazioni trasmes
14. Il controllo del damping quindi completato per mezzo di uno schema adattativo in grado di preservare il rate di damping ottimale a fronte di variazioni delle condizioni di carico del mezzo Nel caso di una sospensione passiva il coefficiente di damping ottimale Cop t pu essere determinato in via analitica Genta 12 Per quanto riguarda le approssimazioni semi attive del concetto Skyhook esse richiedono un coefficiente di smorzamento massimo Cmax opt Pari al coefficiente di smorzamento critico Secondo le simulazioni del controllo del damping applicate al modello QCM del mezzo agricolo tale condizione rappresenta il miglior compromesso tra manovrabilit ed isolazione delle vibrazioni ovvero riduzione dei picchi di risonanza della massa sospesa e della trasmissibilit per frequenze elevate C max opt i 21K susp 48 Tali coefficienti possono essere stimati noti i parametri di rigidezza equivalente della sospensione ksusp e la massa sospesa gravante sul cilindro ms La ricostruzione in linea di tali variabili pu essere eseguita a partire dal segnale di pressione di una camera dell attuatore idraulico L impiego di un filtro passa basso fornisce una stima della pressione statica del circuito Posi proporzionale alla massa sospesa anteriore Il modello linearizzato del sistema Regen permette il calcolo della rigidezza equivalente della sospensione secondo la seguente espressione th da P ft Arod s g 49 P fil
15. Journal of Dynamic Systems Measurement and Control Vol 127 No 2 pp 218 229 Schrottmaier J and Nadlinger M 2000 Investigation and optimization of the vibration characteristics of tractors with front axle suspension and cab suspension Contribution for the 58th VDI MEG Tagung Landtechnik October 10 11 Munster Germany available on http www blt bmlf gv at Sirouspour M R and Salcudean S E 2000 On the Nonlinear Control of Hydraulic Servo systems Proceedings of the 2000 IEEE International Conference on Robotics and Automation ICRA 2000 April 24 28 San Francisco CA USA edit by IEEE pp 1276 1282 175 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 176 33 34 Williams R A 1997 Automotive active suspension Part 1 basic principles Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers Part D Journal of Automobile Engineering Vol 211 No 6 pp 415 426 Williams R A 1997 Automotive active suspension Part 2 practical considerations Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers Part D Journal of Automobile Engineering Vol 211 No 6 pp 427 444 APPENDICE A MODELLO IDRAULICO DELLA SOSPENSIONE Il modello del sistema idraulico definito in ambiente Matlab Simulink per mezzo di una struttura modulare In particolare i differenti elementi costituenti il circuito idraulico sono descritti attraverso singoli moduli i quali opportunamente
16. della velocit di rollio roll rate durante manovre di slalom cornering Fig 4 Nel caso di ingressi stradali di tipo impulsivo invece preferibile un livello limitato di damping Fig 5 Data la necessit di garantire il soddisfacimento di requisiti tra loro in antitesi i veicoli tradizionali presentano delle regolazioni degli ammortizzatori secondo un valore di compromesso previsto dalla casa costruttrice Negli ultimi anni la continua innovazione tecnologica in ambito elettronico meccanico ed idraulico ha permesso entro determinati limiti di ottimizzare le performance di tali elementi AI momento attuale oltre ai classici elementi passivi il mercato offre sospensioni adattative attive o semiattive abbinate ad appositi dispositivi di controllo Williams 34 Le prime permettono di modificare le caratteristiche di damping e rigidezza in funzione delle condizioni del mezzo secondo un controllo in catena aperta sistemi attivi esercitano una forza di controllo per mezzo di un attuatore separato 0 4 Low Damping 0 3 0 2 Nom inal Damping S 0 1 0 1 0 2 Roll Rate rad s 0 3 0 0 5 1 1 5 2 2 5 3 Time s Fig 4 Velocit di rollio roll rate di un veicolo soggetto ad un ingresso di sterzo tipo gradino per tre differenti rate di smorzamento sistemi semi attivi stanno prendendo sempre pi attenzione da parte delle case costruttrici grazie al buon compromesso tra costi e prestazioni Tali sistemi
17. essa costituita da quattro unit principali i contatori per gli algoritmi di debouncing il supervisore e le funzioni di lock e di sospensione attiva 112 Conversione del controllo in una Macchina a Stati Finiti eunsiwi Ip jeubas ouejuasasddes aiojesajan0e jap ajepad jap ajeubas j pa ermIew Ip BIDOJaA ej aUO SId Oe auOIssaid eJ OspUIIIO jap auoizebuoja 7 buijana p euolziodoid ajonjen ajjap OPUBWOD Ip 1 UaOD a OPUODAS O ej OJI OZZAW ap ODISY NNU Ojj pou jf 10u09 JUALIND WMd puke uoljisues uao ul O1BBejojId Ip a juoizisues ajjap suonsab ip guun pa aulyoew ajejs Wul4 nels e eulyooeyy Buiuonipuoo jeubls 0 jPMUOI Ip ujawesed jap ojoojeo a eubas jap ojuaweuolzipuod iddniBoyos ep ojsodwos 9a ojjoUod J a10jesajaooe ajepad as0 e1ad0 oj uued ojjapow jap a ojjonuo jap issasBul 116 ssenbunsip ajigqissod a moyajejs Hiul4 yelg 2 eulIyQDey ajueipaw ojjonuop Z6 Bl4 YFONOSNVUL 3YNSSIYA 1300N YOLOVYL ONVINNOI 1V03d SNIHOVW 3LVIS YOLVHIdO UONISUEIL vonisueity gt apr i Levis x A A gt F a Pe _ __ i zZ MIOTI 113 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty OFFSET_LEVELING TIMERTRIG_TRANS TRIGGER_LOCK OFFSET_LEVELING dig_pitch_input lev_fast_filter COUNTERS ANTI BOUNCE FUNCTION ACTIVE FUNCTION LOCK CHARTINPUTS CHARTOUTPUTS INTERNAL TRIGGERS FUNCTI
18. la calibrazione del set point della sospensione oltre alla selezione di differenti modalit operative ovvero il bloccaggio lock mid down and any position ed il levelling manuale della sospensione segnali di velocit del mezzo e di posizione del pedale dell acceleratore sono generati mediante un generatore di segnali in alternativa possibile produrre tali informazioni via software 7 2 1 Condizionamento dei segnali Il controllore sperimentale provvisto di unit di condizionamento appositamente progettata ovvero un sistema di isolamento galvanico e filtraggio a 16 canali Fig 107 Dal punto di vista funzionale lo stadio di isolamento consente il funzionamento separato dei circuiti di misura dei segnali da quelli di acquisizione che possono in tal caso avere riferimenti di tensione indipendenti allo scopo di evitare la formazione di anelli di massa che possono essere sedi di correnti di disturbo Dal punto di vista della sicurezza l isolamento galvanico protegge circuiti e persone da eventuali differenze di potenziale elevate tra il circuito di ingresso e quello di uscita che possono essere conseguenza di guasti o sovratensioni sui circuiti di ingresso Ciascun canale completo di filtro antialiasing filtro di Butterworth del secondo ordine con fattore di amplificazione e frequenza massima selezionabile per mezzo di apposite resistenze intercambiabili 42 Nel caso in esame necessario interfacciare il prototipo
19. riguarda l architettura della sospensione l introduzione di geometrie a ruote indipendenti renderebbe possibile lo sviluppo di nuovi controlli quali il controllo del rollio In riferimento all attuale configurazione possibile provvedere ad una rivisitazione del progetto meccanico allo scopo di garantire una certa azione anti dive i cui effetti benefici sono stati dimostrati nel presente studio attraverso simulazioni al calcolatore A livello di sistema veicolo possibile introdurre un sistema di sospensione primario per l assale posteriore Una tale revisione comporterebbe sostanziali miglioramenti sia della specifica 170 Conclusioni di comfort che di manovrabilit nonch delle performance del sistema di controllo del beccheggio grazie al controllo combinato dei sistemi anteriore e posteriore Per quanto riguarda gli immediati sviluppi del lavoro presentato in accordo con l approccio del Model Based Design in fase di preparazione il testing delle soluzioni idrauliche e di controllo tramite mezzo agricolo strumentato Valutate le prestazioni dei prototipi industriali i concetti qui presentati potrebbero quindi trovare applicazione per la produzione in serie di sistemi di sospensione per mezzi off highway 171 1 2 3 4 5 6 7 8 BIBLIOGRAFIA Ahmed O B and Goupillon J F 1997 Predicting the ride vibration of an agricultural tractor Journal of Terramechanics Vol 34 No 1 pp
20. 05 fpf feb 5 5 52 8 a i 3 gt p Balh i i 3 5 Anti impact OFF gt i i i i i i H Grosio Am impact ON cr i i t dl li e 1 ee DOO E SO E 2 3 4 5 6 7 8 9 fo 04 3 4 5 6 7 8 9 10 Time s Fig 84 Controllo anti impatto bump test vehicle speed 15 km h trattore attrezzato con aratro e ballast angolo di beccheggio e scuotimento verticale del corpo sospeso 8 T T T T I I I i i i i Anti impact OFF Anti impact ON H 4 12 1 i T T I I I i i i i Anti impact ON Anti impact OFF Dynamic tire force front N Dynamic tire force rear N D Time s Fig 85 Controllo anti impatto bump test vehicle speed 15 km h trattore attrezzato con aratro e ballast forze dinamiche di contatto pneumatico suolo 102 Funzionalit addizionali del sistema di controllo Le differenti funzionalit addizionali del controllo sono state testate in un unica simulazione Fig 86 allo scopo di verificare possibili conflitti Il mezzo inizialmente in condizioni nominali di carico soggetto a Step di carico applicazione di un carico anteriore pari a 1200 kg a t 5 sec condizione limite di carico dell assale anteriore tale da indurre la massima pressione statica del circuito idraulico Rampa di velocit da 0 a 10 km h agente durante il periodo temporale 8 11 sec Giunto a velocit di regime il mez
21. 1 11 Biral F Grott M Oboe R Cis A and Vincenti E 2009 Semi active suspension systems for heavy duty vehicles multibody model development identification and control algorithm evaluation Proceedings of the International Mechanical Engineering Congress amp Exposition IMECE 2009 November 13 19 Lake Buena Vista Florida USA edit by ASME Biral F Grott M Oboe R Maffei C and Vincenti E 2008 Modelling Control and Design of heavy duty suspension systems Proceedings of the 10th International Workshop on Advanced Motion Control AMC 2008 March 26 28 Trento Italy edit by IEEE 771 776 Biral F Grott M Sorniotti A Oboe R and Vincenti E 2009 Vehicle Simulation for the Development of an Active Suspension System for an Agricultural Tractor Proceedings of the Commercial Vehicle Engineering Congress amp Exhibition COMVEC 2009 October 6 8 Rosemont Illinois USA edit by SAE International Bonchis A Ha Q P Corke P I and Rye D C 1999 Model Based Friction Compensation in Hydraulic Servo Systems Proceedings of the Australian Conference on Robotics and Automation ACRA 1999 March 30 April 1 Brisbane Australia pp 184 189 Bonchis A Ha Q P Corke P I and Rye D C 1999 Robust Position Tracking in Hydraulic Servo Systems with Asymmetric Cylinders using Sliding Mode Control Proceedings of the International Conference on Field and Service Robotics FSR 1999 August Pittsburg
22. 2 2 6 9 11 Tire force 2 3 5 4 1 Tire displ 2 3 5 4 2 Susp elong 4 2 15 3 27 Tabella 2 Riduzione percentuale degli indici di performance per i differenti profili stradali in caso di sistemi semi attivi profili finora descritti sono caratterizzati da un contenuto frequenziale limitato tale da non eccitare il sistema nell intero range frequenziale di interesse stato quindi deciso di impiegare un profilo sweep in grado di eccitare l intera dinamica del mezzo In tal caso le simulazioni propongono una riduzione di tutti gli indici di performance nonostante la presenza dei gravosi fenomeni di attrito Secondo le simulazioni svolte affinch le prestazioni del sistema non siano influenzate in modo significativo dalla dinamica del damper necessario adottare valvole 50 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway aventi tempi di risposta al gradino Ato 90 lt 20 30 ms A meno dello sviluppo di nuovi prototipi il mercato off highway non offre valvole per il controllo del damping aventi una tale caratteristica dinamica In conclusione le simulazioni confermano l efficacia degli algoritmi in particolar modo la soluzione Hybrid al fine di migliorare le specifiche di manovrabilit e di spazio di lavoro della sospensione Dati i gravosi fenomeni di attrito il soddisfacimento della specifica di comfort vincolata alla presenza di un sistema secondario di sospensi
23. 200Hz per mantenere in leggera vibrazione il nucleo e ridurre cos l isteresi della valvola Il driver di potenza per 9 Crydom series MP tensione logica a 5 12 e 24 Vdc opto isolazione a 4000Vrms 132 Prototipi sperimentali del sistema idraulico e di controllo mezzo di un controllo ad anello chiuso invia alla bobina della valvola una corrente proporzionale al riferimento in tensione AC DC POWER SUPPLIES E an T 1 y i SOLID STATE RELAYS Fig 108 Unit di alimentazione e potenza costituita da convertitori AC DC per l alimentazione della sensoristica e dei convertitori elettronici di potenza impiegati per il pilotaggio delle valvole Technical Characteristic Supply Voltage 9 32 VDC Control Input Signal 0 10 VDC Input Resistance 250 kQ Output Current up to 2000 mA see ordering info Minimum Current Range 0 500 mA adjustable Maximum Current Range 600 2000 mA adjustable Ramp Up and or Down 0 01 5 0 seconds independently adjustable Dither Frequency 70 350 Hz 10 Dither Amplitude 0 10 of maximum current adjustable Fig 109 Convertitore elettronico di potenza per il pilotaggio PWM delle valvole proporzionali Hydraforce Hydraulic Ltd 133 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 7 2 3 Sensoristica di controllo e sistema di acquisizione dati Viene brevemente descritta la sensoristica impiegata ai fini del controllo La press
24. 54 Fig 61 propone un confronto delle due differenti modalit nel caso di sospensione controllata attraverso la strategia CVD Continuosly Variable Damper 8 _ 6000 2 E CVD F acc Te CVD G acc gt 4000 E 23 oo a 2000 5 gt ag g lt 2 0 5 T T T T T aS CVD F acc O a Gassing I een meee CVD Gace 55 i 03 Ei 3 5 E2 ae BEI to Frequency Hz Fig 61 Risposta in Frequenza del modello di macchina agricola sospensione anteriore con controllo CVD per due differenti locazioni dell accelerometro 83 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Come atteso il feedback dell accelerazione rilevata alla cerniera del cilindro sospensione offre il miglior compromesso in termini di comfort ed elongazione della sospensione stata eseguita un intensa analisi comparativa delle leggi di controllo semi attivo del damping al fine di selezionare la strategia pi promettente Secondo tale sessione preliminare di test gli algoritmi CVD e Mix offrono il miglior compromesso in termini di comfort di viaggio manovrabilit ed elongazione delle sospensioni Le performance delle soluzioni di controllo sono valutate secondo i criteri esposti nel Par 2 2 Architettura del controllo quindi segnali di misura e i filtri di stima dei segnali di controllo sono i medesimi di quanto esposto nel p
25. 6 110 7 Tabella 5 Indici di performance delle soluzioni CVD Mix e passiva ottimizzata per la particolare coedizione di carico Profilo ISO average mezzo attrezzato con aratro e ballast Ingressi stradali assimilabili ad eventi impulsivi quali gradini buche etc forniscono degli utili indicatori delle performance del sistema sospensioni stata quindi simulata la prova bump test secondo differenti condizioni di carico e velocit di guida considerando l effetto di filtraggio dovuto al moto di rotolamento della ruota Fig 63 85 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Fig 63 Profilo stradale in caso di ingresso tipo Bump ed effetto di filtraggio dello pneumatico Nel caso di trattrice equipaggiata con aratro e ballast anteriore la strategia Mix mantiene oscillazioni persistenti come dimostrato dallo scuotimento verticale e langolo di beccheggio del corpo sospeso nonch dalle relative accelerazioni Fig 65 Tale effetto visibile anche in termini di apertura del cilindro sospensione Fig 64 e della forza di contatto pneumatico suolo al retrotreno Fig 66 0 15 T T T T T E 0 1 O 0 05 D I 20 oO no 0 05 E D 1 Q e D ese 0 15 i _ cl Mix Passive l l i me GVD 02 1 1 L 1 1 I 3 4 5 6 T 8 9 10 Time s Fig 64 Apertura del cilindro sospensio
26. 8 Analisi sperimentale del sistema Regen secondo differenti correnti di pilotaggio delle valvole proporzionali i 58 3 9 Revisione dei requisiti di progetto per sospensioni idro pneumatiche per mezzicagnicolil pone ii ie eni i rc ia 60 MODELLO MULTIFISICO DI MACCHINA AGRICOLA ui 63 4 1 Modellazione preliminare del sistema di attuazione idro pneumatico di una sospensione semi attiva eeeee cette eeeeeee sees teaeceeeeeeeeeeeeeeeeeeeaaaees 64 4 2 Analisi del sistema QCM tramite co simulazione Matlab Amesim 70 4 3 Modello multi fisico della macchina agricola i 73 4 3 1 Descrizione dell unit idraulica della sospensione 77 4 3 2 Modello termo idraulico del sistema sospensione 78 4 3 3 Modello multi fisico controllo semi attivo del damping 82 4 3 4 Modello multi fisico soluzioni cinematiche anti dive ed anti lift 88 FUNZIONALIT ADDIZIONALI DEL SISTEMA DI CONTROLLO 91 5 1 Schema adattativo del rate di damping della sospensione 92 5 2 Controllo di beccheggio e frenata Pitch and Brake Control 93 5 3 Controllo di livellamento Self leveling CONtrol i 95 5 4 Controllo anti impatto Anti bang CONtrol ii 99 CONVERSIONE DEL CONTROLLO IN UNA MACCHINA A STATI FINITI 105 6 1 Il
27. Matlab Fig 49 Tale descrizione considera l inerzia del fluido nelle tubazioni di lunghezza considerevole ovvero i flessibili di connessione alle camere del pistone Gli 65 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty elementi ADS rappresentano assorbitori idraulici impiegati allo scopo di descrivere la comprimibilit del fluido e l elasticit delle tubazioni DO Sprung mass t body Valore di attrito 1400 N tarato per gli 85 bar n rad y w Friction model m Hydraulic volumes descrivono la dinamica dovuta ai volumi mort del cilindro idraulico Hydraulic ge tue O Fluido Ch Body sprung mass Le due valvole in parallelo x ea costituiscono la valvola Aron Modello non lineare Q io A Comando in corrente 0 100 Wheel unsprung mass ct Road profile sweep infrequenza gt COG Fig 49 Modello QCM comprensivo della dinamica idraulica sviluppato in ambiente Amesim destra e modello di stato sviluppato in ambiente Matlab sinistra Accumulator Vengono ora descritte le principali equazioni del sistema Equazioni della dinamica delle due masse e dell attuatore idraulico Mas Zus k z Zus tC Z a F a m Z F act F P A pA Aa 25 Comprimibilit del fluido ed elasticit della tubazioni La differenza di portata composta da due termini legati alla comp
28. Tuttavia verranno proposte alcune modifiche delle soluzioni cinematiche dell assale sospeso Dana 61 4 MODELLO MULTIFISICO DI MACCHINA AGRICOLA Secondo l approccio del Model Based Design Fig 6 il passo successivo alla definizione dei requisiti di progetto e delle specifiche ingegneristiche consiste nella modellazione del sistema fisico che si intende controllare La sintesi del controllo e delle differenti funzionalit dello stesso richiede un modello sufficientemente rappresentativo della dinamica del mezzo tale da garantire flessibilit nonch la possibilit di concentrare lo sforzo intellettuale sull analisi degli algoritmi Il presente capitolo descrive l attivit di sviluppo del modello multi fisico non lineare di macchina agricola opportunamente integrato in un unico ambiente di simulazione virtuale adatto alla progettazione del controllo Biral et al 4 15 Il sistema di controllo descritto nei prossimi paragrafi sar caratterizzato da differenti funzionalit allo scopo di soddisfare i requisiti di progetto Per maggiori informazioni consultare l allegato informatico Multiphysics_model pdf 63 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 4 1 Modellazione preliminare del sistema di attuazione idro pneumatico di una sospensione semi attiva In primo luogo assumendo un prototipo di sospensione Regen dotata di valvola proporzionale stato determinato il dom
29. Voltage Range 10 10 V Range Accuracy 8 127 mV Min Voltage Range 10 10 V Range Accuracy 8 127 mV Digital I O Number of Channels 8 DIO Timing Software Logic Levels TTL Max Input Range 0 5 V Max Output Range 0 5 V Timing Triggering Synchronization Synchr Bus RTSI Yes Triggering Digital 135 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 7 3 Banco di caratterizzazione dei componenti idraulici Nel presente lavoro le caratteristiche stazionarie dei componenti idraulici sono state determinate in via sperimentale servendosi di un banco prova dedicato alla caratterizzazione di componenti idraulici presente nel Laboratorio Sperimentale di Dana S p A Fig 114 La seguente tabella riassume le principali caratteristiche tecniche del banco Potenza idraulica massima 7 5 kW i minima 0 5 bar Pressione 7 massima 100 bar Portata minima 0 5 inin massima 40 30 l min minima Ambiente 0 5 Temperatura x nominale 60 Classe di contaminazione ammessa 15 13 10 UNI ISO 4406 Rapporto di filtrazione minimo 200 Fluido di lavoro ATF o equivalente Viscosit cinematica Minima 5 cSt Massima 600 cSt Tabella 7 Caratteristiche tecniche del banco di caratterizzazione dei componenti idraulici Il banco dispone inoltre della seguente strumentazione 1 misuratore di portata 0 1 5 l min precisione di 0 3 sul
30. all azione del sistema Load Sensing possibile calcolare la pressione all interfaccia con la pompa Ppump servendosi del coefficiente di efflusso equivalente dato dalla serie delle valvole 1 2 e 5 Tale coefficiente calcolato a partire dalle curve sperimentali valvole 1 e 2 e da dati geometrici orifizio 5 Arc 4 pump Const 63 _ Ipump_P P pump z 2 9 Ps UA Worc dre Ps P pump Condizione di pressione ps pt 2210 bar In tal caso la valvola limitatrice di scarica il fluido idraulico al serbatoio al fine di preservare l integrit dei componenti del sistema idraulico Quando la pressione dell impianto scende al di sotto del valore di 181 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty taratura la valvola assume la posizione di riposo normalmente chiusa In tale condizione il circuito di levelling pu essere cos rappresentato F i q I ni QuR Fig 150 Schema equivalente del circuito nella condizione ps pr 2210 bar comando di leveling UP La valvola di laminazione rappresenta la serie delle valvole 1 2 e 5 Ad essa associato il coefficiente di efflusso Cua La curva di intervento della valvola limitatrice pu essere descritta secondo una relazione lineare Fig 149 Le portate attraverso i due rami sono definite dalle seguenti equazioni duu d pump const 1 64 qur Ps Pr Apo oa Mei La por
31. annular MR Fluid ito gap Coil Flow _ rite Path CR EE AAN E TE magnetic Wi Neen feig ACCUMulato 4 4 Eq f MR fluid flow Poles Fig 12 Aspetti costruttivi di un damper magneto reologico Lord Corporation 20 Stato dell arte 2 3 3 Sospensioni attive Questi sistemi esercitano una forza di controllo per mezzo di un unit idraulica pneumatica o elettromeccanica separata La soluzione attiva ha la capacit di dissipare ed introdurre energia nel sistema rispondendo velocemente alle variazioni del carico minimizzando cos gli effetti di rollio in curva e di beccheggio in accelerazione o frenata Ci si traduce in un aumento sia della maneggevolezza che del comfort Fig 14 A causa dei costi e del dispendio energetico richiesto l impiego di tale soluzione risulta limitato ad alcuni mezzi sportivi o di lusso Le sospensioni attive finora messe in opera sui veicoli fanno uso di attuatori elettroidraulici Le forme comunemente diffuse sono due High Bandwidth system HB e Low Bandwidth system LB1e LB2 Fig 13 Dal punto di vista della potenza dissipata il sistema LB2 offre vantaggi per ingressi di tipo random Questo non vale in caso di manovre di slalom dove le prestazioni delle sospensioni HB sono migliori non solo dal punto di vista energetico Per i sistemi HB sono necessari controllori con banda passante maggiore di 20Hz rispetto ai 3 4Hz necessari nel caso di sospensioni LB ma permettono l implemen
32. caratteristica elastica nell intorno delle condizioni di equilibrio conduce alla seguente espressione della rigidezza del sistema PAn a Po A A N kpa Va Vor n Ei Poy A 7 A od SIT A 23 V Poor si Psi V Po Vo ca TT Poy Accumulator Static force 4 Capacity Vo Fstat 1000 Precharge Poi a ness Eigen frequency Rod Area Ard BOO a T resti n a ODE 3 z 2 E 600 S 5 400 4 c 5 Piston Area 200 4 gt Ap Accumulator o 0 Capacity Voz 2000 12000 22000 32000 42000 52000 62000 72000 Precharge Poz Static Load Fstat N Fig 25 Sistema Double Acting rigidezza e frequenza naturale in funzione del carico statico 3 3 Modellazione identificazione sperimentale e controllo mediante Banco prova sospensioni Gen 1 La progettazione di un sistema di controllo richiede un modello in grado di descrivere la dinamica dell impianto che si intende controllare Durante tale fase preliminare la dinamica di scuotimento del mezzo agricolo stata approssimata attraverso il classico QCM calibrato secondo i risultati sperimentali Servendosi di un banco prova per 38 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway sospensioni Gen 1 Fig 26 e Fig 27 sono state validate e calibrate le caratteristiche della sospensione idraulica passiva oggetto di studio L apparato sperimentale composto da una traversa sospesa dotata di apposite za
33. come confermato dalla scarsa isolazione delle vibrazioni trasmesse alla massa sospesa 25 Susp elong setup Commercial Comfort setup Proposed control Abs Magnitude mm mm 2 4 6 8 10 12 14 Frequency Hz Fig 144 Risposte in Frequenza del banco prova sospensioni profilo stradale elongazione del cilindro sospensione Confronto fra il controllo adattativo di inseguimento della caratteristica regressiva e le differenti configurazioni di test 163 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Il controllo adattativo propone un elongazione della sospensione comparabile alla soluzione con corrente di pilotaggio di 850 mA proposta dal fornitore garantendo al tempo stesso un buon margine rispetto al pilotaggio con 1350 mA Le medesime considerazioni valgono in termini della specifica di manovrabilit espressa dalla forza dinamica pneumatico suolo Fig 145 4000 E Susp elong setup Commercial E 3000 X Comfort setup Z i Proposed control ge 2000 Do oO A 1000 2 4 6 8 10 12 14 Frequency Hz Fig 145 Risposte in Frequenza del banco prova sospensioni profilo stradale forza dinamica pneumatico suolo Confronto fra il controllo adattativo di inseguimento della caratteristica regressiva e le differenti configurazioni di test L impiego delle strategie semiattive non risulta
34. comporta un aumento della rigidezza equivalente del sistema quindi delle frequenze di risonanza Modulo di Young delle tubazioni del sistema una diminuzione di tale parametro ovvero della rigidezza equivalente del sistema comporta un decremento delle frequenze di risonanza Sezioni delle tubazioni flessibili L incremento di tali parametri equivale ad una diminuzione dell inerzia del fluido leq p L A e quindi un aumento delle frequenze di risonanza Secondo l analisi delle risposte frequenziali di Fig 50 l approssimazione del modello di stato risulta migliore tanto pi le cadute di pressione di linearizzazione sono limitate Ap 2 5 bar ovvero la corrente di comando della valvola elevata 30 20 Abs Magnitude dB 90 OOF 40 lin dp 2 bar i 140 lin dp 5 bar mn 140 lin dp 15 bar 40 amesim i 5 10 Frequency Hz 15 20 Abs Magnitude dB 110 100 90 100 lin dp 2 bar 100 lin dp 5 bar 100 lin dp 15 bar 100 amesim 10 15 Frequency Hz 20 Fig 50 Confronto tra R F del modello di stato e modello Amesim secondo differenti correnti e cadute di pressione di linearizzazione 21 Confronto con il modello Amesim profilo di tipo sweep frequenziale con ampiezza pari a 5mm 69 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy
35. concentra quindi sul dimensionamento degli elementi 5 raise orifice e 6 lowering orifice In primo luogo definito il riferimento di velocit di elongazione del cilindro Veit je durante l azione di levelling quindi la portata di levelling qc ad essa associata L orifizio 5 calibrato allo scopo di garantire tale valore di portata ll sistema load sensing gestisce l azione di levelling durante l estensione del cilindro ovvero impone la pressione alla porta P al fine di mantenere un differenziale di pressione costante Apis segnale LS ai capi degli elementi 1 e 5 Secondo i dati a catalogo viene desunta la caduta di pressione ai capi della valvola 1 Ap1up corrispondente alla portata q c Servendosi dell equazione dell orifizio nell ipotesi di moto turbolento completamente sviluppato viene calcolata l area equivalente Asq 5 dello stesso tale da garantire la portata q c a fronte del differenziale di pressione regolato dal sistema load sensing drc A g5 ve AD iy 56 p Dove cs rappresenta il coefficiente di efflusso dell orifizio empirico e p la densit del fluido idraulico Ne consegue un diametro dell orifizio pari a 1 75 mm Per quanto riguarda la fase di ritrazione necessario dimensionare l orifizio 6 In tal caso data l assenza di un sistema load sensing il dimensionamento considera il sistema secondo una configurazione di carico critica A tale condizione associata la pressione static
36. dalla sospensione totale o parziale dell insieme cabina sedile sistema Introduzione secondario e dell assale anteriore sistema primario Finora i progressi pi significativi in un ottica di contenimento dei costi sono stati ottenuti grazie al miglioramento delle sospensioni secondarie Problematiche energetiche e di controllo dovute alle masse in gioco ed alla presenza di fenomeni di attrito fra i corpi limitano l impiego di componenti attivi o semiattivi applicati al corpo assale del mezzo Nel particolare caso dei mezzi agricoli la diffusione di tecnologie elettro e magneto reologiche applicate al sistema primario di sospensione stata respinta dal mercato per ovvie motivazioni di carattere tecnico ed economico Quindi la totalit dei sistemi primari commercialmente diffusi prevede un sistema di sospensione di tipo idro pneumatico passivo 1 3 Presentazione dell attivit di ricerca L attivit di ricerca descritta consiste principalmente nell analisi del comportamento dinamico delle trattrici agricole e nello sviluppo di una sospensione controllata industrialmente competitiva in grado di garantire le prestazioni dinamiche del mezzo in differenti condizioni operative L attivit descritta affronta nuovi spazi di ricerca e sviluppo soprattutto per quanto riguarda l estensione ai mezzi pesanti di soluzioni affermate nel settore automobilistico quali le tecniche di controllo del damping A questo si aggiunge lo svilu
37. dell arte nella progettazione di sospensioni per mezzi off highway e dei relativi sistemi di controllo A seguito di una prima introduzione Cole 8 Grott 14 Guarnieri amp Fabbri 15 Panizzi 23 Schrottmaier amp Nadlinger 31 vengono esposte le tipologie di sospensioni idropneumatiche impiegate nel settore off higway Segue il percorso di sviluppo di modelli di sospensione e di modelli multicorpo di mezzi agricoli le relative fasi sperimentali di identificazione calibrazione e validazione dei modelli sviluppati e l analisi di alcune strategie di controllo del damping per sospensioni semi attive disponibili in letteratura Tale attivit abbinata sia all analisi sperimentale di soluzioni presenti in commercio che al confronto con i produttori di mezzi agricoli e sistemi di sospensione permette di definire i requisiti funzionali di prodotto secondo l approccio del MBD nonch l acquisizione di competenze e nozioni necessarie allo sviluppo di un prototipo di sospensione idro pneumatica per mezzi pesanti con relativa unit di controllo elettronico 33 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 3 1 Introduzione Secondo quanto esposto in Par 1 2 l attivit di design di sistemi di sospensione per mezzi pesanti richiede strategie di progetto distinte da quelle di un normale autoveicolo Nell ambito dei mezzi off highway viene fatto largo uso di valvole elettroidrauliche sia p
38. di Trento Lo scopo di tale cooperazione consiste nell acquisizione di competenze riguardo il controllo dell assetto del veicolo In particolare lo sviluppo di sistemi meccatronici e di controllo secondo l approccio del Model Based Design e la prototipazione rapida del controllo A tal fine stato messo a punto un sistema di simulazione e sperimentale finalizzato all indagine di sistemi di sospensione primari ed allo sviluppo di nuovi algoritmi di controllo L elaborato descrive dapprima lo stato dell arte in termini di soluzioni tecnologiche e di controllo per sistemi di sospensione per mezzi pesanti Vengono inoltre presentati alcuni modelli di analisi per sospensioni l allestimento del sistema di testing e la successiva indagine sperimentale delle soluzioni commercialmente diffuse Segue lo sviluppo progettuale di una sospensione idro pneumatica Il progetto degli algoritmi di controllo impiega differenti modelli multicorpo della trattrice agricola comprensivi della dinamica di beccheggio dei trasferimenti di carico in manovre di frenata accelerazione e delle non linearit del sistema Il sistema idro pneumatico della sospensione descritto per mezzo di un modello termo idraulico Lo studio prosegue con l indagine di differenti strategie di controllo del damping successivamente integrate con altre funzionalit di controllo ovvero una strategia di levelling della sospensione un algoritmo per il controllo della dinamica di becche
39. di marcia e condizioni di carico Per maggiori informazioni il lettore pu consultare l allegato informatico Wheelbase_filtering_effect pdf 84 Modello multi fisico di macchina agricola condizioni di carico necessario impiegare valvole proporzionali con time delay di 3 4 ms e banda passante pari a 25 30 Hz Secondo l analisi condotta all aumentare dell inerzia del corpo sospeso es trattore attrezzato con aratro e ballast la dinamica del sistema veicolo diviene pi lenta la frequenza di risonanza del beccheggio diminuisce rendendo le prestazioni dinamiche della valvola meno influenti ai fini del controllo di beccheggio Nel caso di ingresso stradale di tipo stocastico l approssimazione lineare della strategia Skyhook offre il miglior compromesso per le differenti condizioni di carico Fig 62 Tabella 4 e Tabella 5 a a cyl el Fy E INDEX RMSF RMS m s7 deg s mm N N Passive 0 0120 0 0958 0 0588 70 9 97 2 Mix 0 0113 0 0623 0 0779 76 7 83 3 CVD 0 0112 0 0744 0 0698 69 1 87 1 Tabella 4 Indici di performance delle soluzioni CVD Mix e passiva ottimizzata per la particolare condizione di carico Profilo ISO average mezzo in condizioni nominali di carico Z a cyl el Fy F INDEX RMSF RMS m s7 deg s mm N N Passive 0 0063 0 0168 0 1271 62 8 103 9 Mix 0 0093 0 0077 0 2099 66 0 161 0 CVD 0 0066 0 0095 0 1605 60
40. di massa del corpo sospeso ed il centro di istantanea rotazione dello stesso Istantaneous Center of Rotation ICR My P mstmus ax Rif gela IGE Fig 54 Schematizzazione del modello multicorpo della macchina agricola e diagramma di corpo libero del corpo non sospeso Le propriet inerziali e geometriche del corpo sospeso sono state desunte dalle caratteristiche tecniche del mezzo disponibili a catalogo Parametri di rigidezza smorzamento massa degli pneumatici anteriori e posteriori sono desunti da prove sperimentali e dati disponibili in letteratura Ahmed amp Goupillon 1 Panizzi 23 Previati 26 La riservatezza di alcune informazioni ha reso necessarie alcune ipotesi semplificative tra le quali la distribuzione della massa lungo la trave carro del mezzo Fig 55 necessaria alla stima dell inerzia del corpo sospeso sai parametri caratteristici della distribuzione a b la posizione del baricentro e l inerzia del sistema sono calcolati a partire dalle equazioni di equilibrio statico 74 Modello multi fisico di macchina agricola XQpost_carro XQant carro Rpost_carro Rant caro Fig 55 Modello di distribuzione longitudinale della massa lungo la trave carro Consideriamo il diagramma di corpo libero di Fig 54 la sospensione agisce nel centro di massa del corpo non sospeso My rappresenta il momento di trazione e o frenata R ed Ry le azioni agenti sulla biella fittizia e s
41. differenti eventi di trigger quali segnali di cambio marcia segnali provenienti dal pedale del freno o dalla linea di pressione del circuito di frenatura dal pedale dell acceleratore dalla frizione a comando idrostatico Il controllo modula opportunamente il livello di damping agendo attraverso le valvole proporzionali 3 e 4 di Fig 57 Il coefficiente di damping nominale Cnom t viene amplificato secondo un fattore moltiplicativo constante in risposta ad eventi digitali quali frenata cambio ed inversione di marcia Nel caso di manovre di accelerazione il coefficiente di amplificazione dipende in modo lineare dalla variazione della posizione del pedale dell acceleratore riferita ad un determinato lasso temporale Tale scelta permette di rendere il sistema reattivo alle sole variazioni della posizione dell acceleratore in quanto indicatori di possibili trasferimenti di carico In modo equivalente il segnale dell acceleratore trattato per mezzo di un filtro passa alto atn a fi sat 0 1 gain 50 pitch Aim Dove aim rappresenta il valore di fondo scala del segnale dell acceleratore ed n un coefficiente di tuning 1 Viene proposto un confronto delle prestazioni del sistema CVD integrato o meno con il controllo di beccheggio frenata durante una simulazione di manovra di inversione di 93 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty marcia Forward Reverse La funz
42. dovuti agli algoritmi di anti bounce 158 Attivit sperimentale LOCK DOWN CMD ON olii __ i REENGAGED Cylinder elongation mm a lg LOCK DOWN eo aes IS DISABLED 1 54 3 sec THRESHOLD 02443 VELOGIN i if ii 10 re i poem MESSO paaa PEE a i 91 7 sec 15 Driving velocity km h 20 30 40 50 60 70 80 90 100 Tempo s Fig 138 Test di abilitazione disabilitazione del lock per la velocita di soglia di 15 km h profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz La disabilitazione del lock comporta l azione di correzione del levelling ellisse blu a causa dello scuotimento della sospensione Abilitazione disabilitazione del levelling automatico in funzione della velocit di guida Fig 139 in modo analogo al caso precedente viene testata l inattivit del levelling per velocit superiori ai 30 km h Come da specifica la deflessione della sospensione sebbene oltre i limiti della finestra di levelling NAW non viene corretta Durante l accelerazione del mezzo possibile notare una sensibile modulazione delle correnti di pilotaggio delle valvole dovuta all azione del controllo di beccheggio Test di disinserimento manuale del lock mid durante lo scuotimento del banco prova con un profilo sinusoidale di ampiezza pari a 4 mm e frequenza 3 Hz Fig 140 e Fig 141 159 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi
43. duty L osservazione dei risultati finora esposti porta alle seguenti conclusioni ai fini della semplificazione dei modelli dell impianto La dinamica idraulica non influenza le prestazioni del sistema sospensioni nel range frequenziale di interesse 0 20 Hz Le frequenze meccaniche del sistema risultano poco sensibili ai parametri idraulici 4 2 Analisi del sistema QCM tramite co simulazione Matlab Amesim L analisi delle modalit di pilotaggio del damper controllato richiede una descrizione fedele del sistema idraulico Risulta conveniente approssimare la dinamica meccanica mediante un modello QCM mantenendo una rigida descrizione del sistema idro pneumatico attraverso co simulazioni tra gli ambienti Amesim e Simulink Il pilotaggio del coefficiente di damping eseguito in via indiretta controllando la valvola proporzionale in corrente Infatti il coefficiente di perdita equivalente della valvola legato in modo non lineare alla corrente di comando della stessa Definito il coefficiente di damping obiettivo Cop t possibile ottenere secondo la relazione caratteristica della valvola il coefficiente di perdita corrispondente Cp eqon I in funzione della velocit di estensione del cilindro Voi In particolare per la configurazione idraulica di Fig 49 AV 2AP oot dz gob 1 LP opt 2 36 c I rod rod cil pera area L analisi considera differenti strategie di attuazione per il controllo del damper
44. elongazione della sospensione a fronte di un aumento della componente dinamica della forza pneumatico suolo e dell accelerazione della massa sospesa w kag ho A oO a a Abs Magnitude deg Oo n oO Za 2 a i i l i i i i 0 2 4 6 8 10 12 14 2 4 6 8 10 12 14 Frequency Hz Frequency Hz Fig 46 Risposta in Frequenza tra profilo stradale ed accelerazione della massa sospesa sinistra ed elongazione del cilindro sospensione destra carico minimo precarica accumulatore 18 bar 14 Per maggiori informazioni consultare l allegato informatico Test_regen_ldrive pdf 59 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 3 9 Revisione dei requisiti di progetto per sospensioni idro pneumatiche per mezzi agricoli Le competenze acquisite permettono di aggiornare l insieme dei requisiti funzionali di progetto necessari allo sviluppo di un prototipo di sospensione In particolare oltre a quanto esposto nell introduzione Par 1 2 necessario prevedere Il bloccaggio della sospensione in differenti configurazioni estesa semi estesa chiusa Un sistema di livellamento della sospensione per sfruttare l intera corsa del cilindro idraulico indipendentemente dal carico applicato La regolazione dell altezza dell assale anteriore in modalit automatica o manuale Una gestione delle transizion
45. esercitano la Introduzione forza di controllo del damping agendo in anello chiuso attraverso orifizi a sezione variabile sospensioni idro pneumatiche oppure per mezzo di fluidi elettro o magneto reologici ER MR 10 High Damping Nominal Damping Low Damping 2 Accn m s Time s Fig 5 Accelerazione verticale della massa sospesa modello QCM per tre differenti rate di smorzamento nel caso di un ingresso stradale tipo gradino La disponibilita di nuove soluzioni tecnologiche ha indotto lo sviluppo di svariati schemi di controllo delle sospensioni Williams 33 Tra le differenti soluzioni ad anello chiuso disponibili in letteratura gli studiosi hanno focalizzato l attivit di ricerca su particolari forme di controllo quali tecniche di controllo ottimo ed approssimazioni dei concetti Skyhook e Groundhook presentati nei capitoli a seguire In letteratura trovano inoltre spazio differenti forme di controllo modale del veicolo La soluzione pi comune consiste nel tradurre i controlli in forza definiti secondo i modi del corpo sospeso scuotimento rollio e beccheggio nei quattro ingressi inviati agli attuatori Nel caso dei mezzi off highway l attivit di ricerca non ancora matura come confermato dalla carenza di letteratura scientifica e dalle poche applicazioni commerciali presenti nel mercato Il progetto di sistemi di sospensione per tale tipologia di veicoli deve considerare alcuni aspetti fondament
46. impatto meccanico comporta un degrado del comfort di guida oltre a possibili danneggiamenti strutturali Tale circostanza pu aver luogo in molteplici condizioni quali repentine variazioni di carico del mezzo ingressi stradali impulsivi bump step e trasferimenti di carico dovuti a manovre di frenata trazione ed inversione specie se affrontati a velocit sostenute ed in condizioni di carico considerevoli Alcuni produttori riducono parzialmente gli effetti di tali impatti meccanici 3 Ovvero velocit maggiori di 10 km h e con mezzo attrezzato con aratro e ballast In tale condizione operativa il carico statico gravante all anteriore del mezzo e quindi la rigidezza del sistema idraulico risultano ridotti con il conseguente aumento dell elongazione della sospensione 99 25 Fig 79 Self leveling control soluzione HBF LBF livello a seguito dell applicazione di un carico all anteriore secondo una rampa lineare di durata pari a 10 sec 1200 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty per mezzo di elementi passivi bump stop in grado di assorbire solo parte dell energia di impatto nella sola corsa di compressione del cilindro sospensione Nel presente lavoro il sistema di controllo stato integrato con una funzionalit anti impatto in grado di prevenire gli eventi di impatto o comunque ridurne l energia associata Il concetto della soluzione proposta consiste nell au
47. inoltre di standardizzare l architettura del controllo rendendo gli algoritmi pi leggibili ed aumentandone quindi la portabilit Ai fini dell implementazione pratica degli schemi di controllo proposti stato realizzato un prototipo sperimentale di sospensione composto rispettivamente da un unit idraulica ed elettronica di controllo Sia l attivit di modellazione che di sintesi del controllo stata supportata dalla caratterizzazione sperimentale della componentistica idraulica del prototipo Infatti lo schema di controllo impiega un modello interno della componentistica proporzionale per l inseguimento del riferimento di damping Internal Model Control Infine il prototipo di sospensione stato testato sperimentalmente mediante prove a banco sospensioni attraverso l impiego di strumenti di prototipazione rapida del controllo RPC per l esecuzione di codice in tempo reale 2 STATO DELL ARTE Il presente capitolo completa l introduzione degli aspetti legati alla progettazione di sospensioni convenzionali passive in ambito veicolistico Allo scopo di comprendere le potenzialit delle nuove tecnologie proposte dal mercato segue la descrizione dei componenti hardware disponibili e dei vantaggi apportati dal loro impiego oltre alle strategie di controllo disponibili o in fase di ricerca Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 2 1 Descrizione del profilo stradale Nel proge
48. interconnessi costituiscono il modello del sistema idraulico di Fig 57 1 Secondo i parametri nominali di progetto la dinamica idraulica pu essere omessa stata inoltre dimostrata la scarsa influenza dei parametri idraulici in termini della dinamica meccanica Le portate in gioco possono quindi essere definite a partire dalla velocit di elongazione del cilindro sospensione trascurando la comprimibilit del fluido e l elasticit delle tubazioni aroa Ap Aroa ET Gy ESAE Sig ace Aroa Zus Zap dic dv roa Ice 58 6 Ovvero lunghezza sezione inerzia del fluido elasticit delle tubazioni e comprimibilit del fluido 177 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 2 Modello termo idraulico del sistema accumulatore ed unit idraulica la dinamica del sistema descritta attraverso il modello termo idraulico di Par 4 3 2 3 Gruppo valvole di damping componenti 7 e 8 di Fig 57 ciascun gruppo di damping descritto per mezzo della caratteristica sperimentale stazionaria del componente servendosi di un apposita look up table Nel caso in esame tale componente non viene utilizzato quindi la look up table pone a zero la caduta di pressione associata 4 Valvole proporzionali componenti 3 e 4 di Fig 57 In modo analogo ad una valvola di non ritorno tali componenti esercitano un effetto di laminazione unidirezionale qualora siano soggette ad
49. possibile per massimizzare la produttivit del mezzo Consumo di energia Stabilit ai moti di rollio e di imbardata Le fonti disponibili in letteratura sono piuttosto esigue e focalizzate sull attivit di modellazione a discapito dello studio di possibili leggi di controllo La modellazione dinamica tralascia l analisi di manovre di frenata accelerazione e slalom non considera inoltre le caratteristiche non lineari dei sistemi di sospensione Il prototipo di studio maggiormente diffuso consiste nel QCM in quanto permette la stima qualitativa delle prestazioni delle soluzioni proposte durante la fase concettuale di sviluppo prodotto Modelli pi evoluti non sono attualmente impiegati come strumenti di progettazione e sintesi del controllo con la conseguente impossibilit di verificare in modo realistico ed affidabile le performance del sistema durante lo sviluppo progettuale del prodotto Negli ultimi anni le esigenze di mercato hanno indotto la richiesta di maggiori potenze carichi e velocit di guida dei mezzi con conseguenti problematiche di comfort e sicurezza stradale Schrottmaier amp Nadlinger 31 proprio la sicurezza uno dei fattori determinanti che stanno spingendo lo sviluppo in questo campo oltre come al solito la manovrabilit ed il comfort di guida Data la molteplicit delle sorgenti di disturbo le applicazioni commercialmente diffuse consistono in sistemi di sospensione multipli ovvero costituiti
50. smorzamento rispettivamente pari a 1 1410e 006 N m e 3 4735e 003 Ns m L attivit svolta prosegue con l identificazione sperimentale delle funzioni di trasferimento tra profilo stradale variabile di ingresso ed accelerazioni delle masse sospese e non sospese e l elongazione del cilindro sospensione variabili di uscita A tale scopo il banco prova sospensioni stato pilotato secondo profili stradali sweep distinti in termini di ampiezze di spostamento La Risposta in Frequenza Fig 35 propone una risonanza del corpo non sospeso wheel resonant frequency pari a 7 3 Hz Il bloccaggio della sospensione dovuto agli attriti rende non visibile il picco di risonanza della massa sospesa body resonant ferquency stimata nell intorno di 1 7 Hz Tale effetto di non linearit chiaramente osservabile dall elongazione della sospensione per valori esigui dell ampiezza del profilo stradale l effetto filtrante della sospensione inibito All aumentare dell ampiezza del profilo sweep il cilindro sospensione vince le resistenze di attrito manifestando un comportamento oscillatorio per frequenze minori D a E Sweep amplitude i i i o 7mm EOS FEE a i i Vos E E Sweep amplitude 55 E p Beer 3mm E i H D i 1 30 bese ri 5 0 a Sweep amplitude 773 ita 5mm a a 30 2 RE 2 5 40 45 g ae go ag lt SS EEEE es EE Sweep amplitude 3 mm cristo Sweep amplitude 5 mm
51. sperimentale al controller del banco prova sospensioni con la conseguente possibilit di creare differenziali di tensione tra i riferimenti dei differenti circuiti 131 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty OUTPUT 1 VS2 O V_output VS1 VS2 V_ output GND1 GND2 Fig 107 Singolo canale dell unit di condizionamento costituito da stadio di isolazione ISO 124 U e di filtraggio 7 2 2 Unit di alimentazione e potenza L unita di alimentazione e potenza di Fig 108 assolve alle seguenti funzioni Alimentazione della sensoristica di controllo per mezzo di convertitori AC DC 5 12 24 Volts Pilotaggio delle valvole digitali dell unit di levelling raise lowering valves elementi 1 2 di Fig 57 per mezzo di rel allo stato solido costituiti da due circuiti elettronici separati galvanicamente tra loro tramite un fotoaccoppiatore La parte operante in serie al carico costituita da un triac attivato e disattivato tramite un segnale a livello logico che pilota il fotoaccoppiatore Pilotaggio in corrente delle valvole proporzionali per il controllo del damping attraverso convertitori elettronici di potenza Fig 109 Mediante la modulazione a larghezza di impulso PWM Pulse Width Modulation si sovrappone all onda principale ad una frequenza di qualche kHz una modulazione del duty cycle dithering a bassa frequenza da 50 a
52. stradale di tipo random Introduzione Un aumento del rate di damping risulta benefico in termini di riduzione dello spazio di lavoro delle sospensioni comporta inoltre una diminuzione dell accelerazione in corrispondenza della frequenza naturale della massa sospesa aumenta per la trasmissibilit per alte frequenze Fig 3 Parallelamente uno smorzamento elevato evidenzia un unico picco di risonanza per frequenze intermedie quindi un unico modo di vibrare In altre parole si osserva il bloccaggio della sospensione con la conseguente inibizione dell azione filtrante FDT road profile body acceleration BC D AC S 4C Vv 7 2 FA i D gt SE i 1 il 1 Lr sisiil_T_ 1 ii l ao FDT road profile suspension elongation D Vv _2 2 Fa 5 wo 40 60 1 4 a oe or oo oe L 4 p11 1 su 4 1 i LIU 44 i FDT road profile wheel displacement Z SS T A Oo 2 v 2 pe i E 40 D 6C Frequency Hz Fig 3 Funzioni di trasferimento di accelerazione elongazione della sospensione e deformata del pneumatico definite rispetto al profilo stradale modello Quarter Car dotato di tre differenti rate di smorzamento Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Un valore elevato di produce inoltre una riduzione di oscillazioni e transienti durante manovre di accelerazione frenata nonch
53. un flusso opposto la caduta di pressione minima if Qacc lt 0 if qyv lt 0 Pz Pp Ps Pp else else 5 Pp Pz Qaco Cp eq 4 1 p 2 Ps Pp Qv Cp eq 3 1 p 2 end end Waiss 4 Pp Pz Gace Was3 Ps Pp Av 5 Il modello dell unit di leveling componenti 1 2 6 9 e 10 di Fig 57 pu essere descritto in funzione del comando di leveling e le condizioni di pressione Comando di leveling DOWN Condizione di pressione 0 lt ps pr lt 210 bar 21 p Ilr duc 7 Cpa Ps Pr sign pp Ps p 1 1 1 Cpa zte ai 59 Cip Cop Cop Wore 9c Ps Pr 178 Appendice A Dove Cp il coefficiente di efflusso equivalente funzione del percorso del fluido verso il serbatoio porta T fase di scarico dato quindi dalla serie delle valvole 1 2 e 6 Tale coefficiente calcolato a partire dalle curve sperimentali valvole 1 e 2 e da dati geometrici orifizio 6 Condizione di pressione ps pr 0 bar in tal caso il flusso in direzione serbatoio punto S T gt S 21 Sipa Arc 7 Cop ST sign py Ps I 1 1 Cpg zF 3 60 Cip Cop Wore 4c Ps Pr Dove Cpg il coefficiente di efflusso equivalente funzione del percorso del fluido dal serbatoio T verso il punto S dato quindi dalla serie delle valvole 1 e 2 Tale coefficiente calcolato a partire dalle curve sperimentali delle valvole 1 e 2 Condizione di pressione ps pt 2210 bar in
54. valore letto tipo VSE o FlowTechnology 1 misuratore di portata 1 20 l min precisione 0 3 sul valore letto 1 misuratore di portata 1 80 l min precisione 0 3 sul valore letto 3 manometri 0 100 bar precisione 1 sul valore letto 3 trasduttori di pressione 0 100 bar precisione 0 2 sul valore letto tipo HBM WIKA 3 sensori di temperatura termocoppie 0 100 136 Prototipi sperimentali del sistema idraulico e di controllo A le RATE T i TTO meu Pf N d R ww HYDR f COMPONENT CAPILLARI PRESSIONE TRANSDE z INPUT FLOW i lt PRESSURE da Fig 114 Banco di caratterizzazione di componenti idraulici allestito per la determinazione della caratteristica stazionaria e della risposta dinamica di una valvola proporzionale 7 4 Sistemi real time e prototipazione rapida del controllo Un sistema opera in tempo reale quando fornisce risultati attesi entro predefiniti vincoli temporali Deve garantire diverse propriet correttezza affidabilit flessibilit riusabilit efficienza e prevedibilit Un sistema operativo real time Real Time Operating System RTOS non necessariamente veloce ma fondamentale che sia deterministico ossia che svolga i compiti assegnati entro tolleranze ben precise e stabilite a priori La reattivit di tali sistemi intervallo temporale tra un interrupt ed il suo servizio svolge quindi un ruolo fo
55. 00 Current mA 1000 20 25 30 35 40 Tempo s Fig 126 Calibrazione della sospensione varive 0 km h corrente di pilotaggio delle valvole proporzionali Durante la calibrazione la corrente si attesta ad un valore di compromesso tale da garantire un apertura minima delle stesse ed un moderato effetto di damping Comando di levelling up down manuale Fig 127 qualora il cilindro sospensione raggiunga le condizioni di finecorsa meccanico la Macchina a Stati disabilita il comando delle valvole di levelling raise e lowering valve allo scopo di evitare sovra pressioni sovraccarichi della pompa di levelling e garantire l integrit del sistema idraulico Durante l azione di levelling le correnti di pilotaggio delle due valvole proporzionali per il controllo del damping sono poste al valore di lreg Prova di lock mid Fig 128 Fig 129 e Fig 130 durante tale test il banco prova sottoposto ad un profilo sinusoidale avente semi ampiezza pari a 4 mm e frequenza 3 Hz Attraverso il pannello dell operatore selezionato dapprima il comando di lock mid il sistema esegue il lock nonostante la perturbazione esterna Seguono i comandi di level up e level down secondo la funzionalit di lock in posizione arbitraria lock in any position Infine l operatore disabilita il comando di lock mid per abilitarlo pochi secondi dopo Come atteso il sistema si porta ancora in condizioni di semi estensione prossimit al set point 15
56. 1 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 15 1 0 5 En 5 a 305 CONDIZIONE DI FINECORSA MECCANICO P M S oy SS i Level up command CONDIZIONE DI FINECORSA Uppering valve signal MECCANICO P M Level down command Lowering valve signal T E 2 w D 2 3 1 20 25 30 35 40 45 50 55 60 Tempo s Fig 127 Comando di levelling up down manuale Varive lt 1 5 km h segnali di comando dell operatore stato delle valvole digitali raise e lowering valve ed elongazione del cilindro sospensione n oO a n Ke Lock mid command ock any position up command O ock any position down command a r e c H D 5 fab P g i E i 3 3 Uppering valve signal A Lowering valve signal 30 40 50 60 70 80 Tempo s Fig 128 Prova di lock mid della sospensione profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz comandi di lock mid lock any position up down e stato delle valvole di levelling 152 Attivit sperimentale 109 T l T PI a SET AORA KNA LOCK ANY POSITION 1 LOCK ANY POSITION SIGNAL DOWN ON stai SIGNAL UP OFF Pe eg ee J P MI i ee a ae n LOCK MID _ LOCK ANY POSITION SIGNAL OFF SIGNAL UP ON Cylinder elongation mm SAU ee 22 2 E oe p ra OM ue a
57. 3Hz elongazione del cilindro sospensione segnale di velocit del mezzo e stato delle valvole di levelling Il mezzo inizialmente fermo esegue una manovra di trazione tale da abilitare la funzionalit di levelling Come da specifica di progetto il sistema non reagisce ai comandi di calibrazione lock e levelling manuale per velocit maggiori di 1 5 km h Test della funzionalit di anti impatto il banco prova per sospensioni non consente di simulare al pari del mezzo reale trasferimenti di carico all anteriore del mezzo Non risulta quindi possibile valutare le performance degli algoritmi di anti impatto e controllo del beccheggio Mediante prove a banco viene quindi testata la funzionalit dell algoritmo anti impatto il sistema sospensione viene istantaneamente connesso a serbatoio per mezzo di una valvola solenoidale ausiliaria Viene quindi visualizzato il segnale del coefficiente di smorzamento 155 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty modulato secondo l algoritmo di anti impatto Fig 134 Come atteso si osserva un amplificazione del damping qualora l elongazione del cilindro sospensione ecceda la finestra AIW e mantenga una velocit non nulla 40 E 20 35 A Upper limit Ni 8 AIW Lower limit Os 20 Cylinder elongation AEO Rota aa darai D 50 Damp coeff Nsim 1000 ira E 800 j 2 Current 3 SE bee Current 4
58. 55 i i Sweep amplitude 7 mm 304 1 60 Frequency Hz 10 10 Frequency Hz 10 Fig 35 Risposte in Frequenza sperimentali tra profilo stradale e accelerazione della massa sospesa sinistra ed elongazione della sospensione destra L analisi sperimentale degli attriti stata eseguita sottoponendo il cilindro sospensione a spostamenti aventi frequenza ed ampiezza variabile al fine di vagliare diversi differenziali di pressione e velocit del cilindro risultati Fig 36 confermano quanto ottenuto durante le prove a banco Gen 1 a giustificazione del comportamento altamente non lineare del sistema Si nota una dipendenza dell entit degli attriti dall ampiezza dello 11 ll banco prova monta un assale sospeso di taglia maggiore rispetto al banco Gen 1 48 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway spostamento del cilindro sospensione ovvero dal valore assoluto delle pressioni raggiunte dall accumulatore Segue la calibrazione del modello numerico per mezzo dei risultati sperimentali In fase di simulazione sono state riprodotte le medesime condizioni di prova servendosi della tecnica di co simulazione Matlab Adams Fig 37 Le differenze tra risultati del modello numerico e sperimentali sono imputabili all approssimazione del fenomeno di attrito per le basse frequenze oltre alle non linearit dei sensori di misura ed effetti di surriscaldamento del fluido al termine della
59. 78 Modello multi fisico di macchina agricola dU Q p dV cydT 42 Dove Qy calore latente rispetto al volume per un gas perfetto Qv p Capacit termica a volume costante per un gas perfetto R n y 1 Y C c rapporto tra i calori specifici R costante universale dei gas n numero di moli Quindi nel caso di un gas perfetto Eq 42 pu essere riscritta come Rn dT dv yal dt Kee Cem T Pi a 0 43 Avvalendosi dell equazione di stato dei gas perfetti e dell equazione di conservazione delle portate al nodo dell accumulatore il modello termo idraulico dato dal set di equazioni V 0 V 0 que dt V 0 duc dt Arya Zap Zus dT K Y 1 T dV 8 acc T T __ 8 f 8 44 dt Rn Cow 15 n la dii nRT TO In Fig 58 proposta la riposta del modello termoidraulico di accumulatore a fronte di una compressione del cilindro sospensione Si nota il transitorio termico secondo il quale pressione e temperatura del gas subiscono un evoluzione descritta dapprima attraverso una trasformazione adiabatica adatta a descrivere trasformazioni con dinamica veloce Il comportamento a regime descritto da un processo isotermo 79 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 3 4 3 2 ees E 28 a S 5 2 6 3 24 3 o H i H i lt 0 abat a Pr
60. A LOCK ANY POSITION i ap SIGNAL DOWN 0FF i 80F LOCK MID To ey ee fo OKMO SIGNAL ON i SIGNAL ON 100 30 40 50 60 70 80 Tempo s Fig 129 Prova di lock mid della sospensione profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz elongazione del cilindro sospensione 1500 1000 500 Current mA 30 40 50 60 70 80 Tempo s Fig 130 Prova di lock mid della sospensione profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz corrente di pilotaggio delle valvole proporzionali Prova di lock down Fig 131 e Fig 132 durante tale test il banco prova sottoposto ad un profilo sinusoidale avente semi ampiezza pari a 4 mm e frequenza 3 Hz Attraverso il pannello dell operatore selezionato dapprima il comando di lock down il sistema esegue il lock nonostante la perturbazione esterna Seguono i comandi di level up e level down secondo la funzionalit di lock in posizione arbitraria lock in any position Infine l operatore disabilita il comando di lock down per selezionarlo pochi secondi dopo Come atteso il sistema si porta ancora in condizioni di sospensione chiusa 153 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 2 T T T T T T v wT C V no Cc oO i i Lock down command Gi aes os Lock any position up command 77777777 al Lock any position down command 2 o Cc 2 wo v oO gt g l i SA iii
61. ON CALLS DRIVINGIVELOCITYISTATES DEBOUNCINGIALGORITAMSY Fig 93 Macchina a Stati Finiti sviluppata in ambiente Simulink Stateflow possibile notare le Macchine a Stati supervisore counters funzione di lock e funzione di sospensione attiva 114 Conversione del controllo in una Macchina a Stati Finiti 6 4 1 Algoritmi di debouncing Gli algoritmi di debouncing sono implementati attraverso appositi contatori descritti per mezzo di una Macchina a Stati Finiti In riferimento a Fig 94 la variabile E_1 descrive lo stato della velocit di marcia rispetto alla soglia di 1 5 km h O ino lipari a ee i V t 1 DT_COUNTER t_1 0 v_great_sp1 w en E_1 upper t_1 DT_COUNTER t_1 0 veh_vel gt speed_lev_1 t_1 0 4 veh_vel gt speed_lev_1 O a l Fig 94 Macchina a Stati Finiti per implementazione degli algoritmi di debouncing 6 4 2 Supervisore Il supervisore esegue il coordinamento delle differenti funzionalit operative della Macchina a Stati In riferimento a Fig 95 il sistema qualora disattivato si trova in condizioni di standby STANDBY La transizione a modalit di sospensione attiva ACTIVE_CMD subordinata all evento di trigger ovvero il segnale di chiave dell operatore In modalit attiva il supervisore esegue delle chiamate a funzione genera cio eventi di trigger della funzione di sospensione attiva presentata nei paragrafi a seguire Qualora l operatore arresti il mezzo
62. Spostamento verticale del centro di massa ed angolo di beccheggio del corpo sospeso mezzo in condizioni nominali di carico CVD control 90 inversione secondo differenti configurazioni anti dive Elongazione e forza espressa dal cilindro sospensione mezzo in condizioni nominali di carico CVD control 5 FUNZIONALIT ADDIZIONALI DEL SISTEMA DI CONTROLLO Le strategie di controllo del damping garantiscono i requisiti di comfort di guida e manovrabilit del veicolo Nel caso dei mezzi off highway necessario affrontare problematiche relative alle gravose condizioni di impiego oltre alla variabilit delle stesse in termini di condizioni di carico profili stradali campo aperto sterrato equipaggiamenti agricoli ed accessori pala caricatore sollevatori aratri ed applicazioni aratura semina erpicatura La piena funzionalit del sistema primario di sospensione del mezzo richiede quindi un opportuna integrazione del sistema di controllo del damping La presente sezione descrive lo sviluppo di tali funzioni integrative progettate e validate mediante simulazioni al calcolatore Biral et al 4 91 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 5 1 Schema adattativo del rate di damping della sospensione La variabilit delle condizioni operative del mezzo rende conveniente l impiego di uno strumento di sintonizzazione automatica di alcuni parametri di controllo
63. TOEVSSVSE C OOOOO yy Fig 16 Curva di damping progressiva ottenuta tramite fori nel pistone dell ammortizzatore Vo Vp n H H H Hi H lt p H Fig 17 Curva di damping regressiva con differenti caratteristiche in elongazione e compressione ottenuta attraverso fori sul pistone ed apposite valvole lamellari precaricate con delle molle 1 2 2 4 Controllo delle sospensioni Prima di introdurre i controlli real time per le sospensioni necessario trattare alcune forme di controllo ad anello chiuso a partire dal caso continuo per poi passare all analisi di elementi discontinui semi attivi ed attivi 2 4 1 Progettazione del controllore LQR Linear Quadratic Regulator Consideriamo il caso del regolatore quadratico lineare applicato al modello QCM dotato di sospensione attiva costituita da un attuatore in grado di esercitare una forza u uguale 23 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty ed opposta alle masse sospesa e non Fig 9 Le equazioni del moto sono definite dalla seguente espressione di 8 mi k z z u possibile portare il sistema in forma di stato attraverso la definizione del vettore degli stati e delle uscite accelerazione massa sospesa elongazione della sospensione e forza dinamica pneumatico suolo x Ax bu b z y C x du d z xT l z z z z z I
64. Tuttavia il sistema presenta margini di miglioramento in quanto vincoli di natura commerciale ed economica hanno indotto all impiego di componentistica disponibile sul mercato Il presente lavoro propone quindi indicazioni utili per lo sviluppo di un nuovo prototipo industriale Con particolare riferimento alla componentistica proporzionale attualmente in fase di progettazione necessario soddisfare le seguenti specifiche Caratteristiche stazionarie tali da garantire l impiego del damper nello spazio di lavoro richiesto Caratteristiche stazionarie di tipo regressivo in quanto adatte alla realizzazione di uno schema adattativo del damping in funzione delle condizioni di carico Caratteristiche dinamiche paragonabili alle prestazioni offerte dai componenti impiegati in ambito automotive Ato 90 lt 35 ms anche attraverso l ottimizzazione dell azionamento della valvola solenoide e la riduzione delle inerzie degli elementi mobili Ridurre la sensibilit delle performance dei componenti proporzionali rispetto alle pressioni assolute di lavoro attraverso un progetto oculato della geometria dell elemento mobile cassetto e delle relative aree di influenza ovvero le aree di spinta delle pressioni alle bocche di ingresso uscita della valvola Risulta inoltre conveniente impiegare cilindri idraulici caratterizzati da un basso livello di attrito ovvero dotati di appositi elementi di tenuta per applicazioni dinamiche Per quanto
65. Universit degli Studi di Trento Universit degli Studi di Brescia Universit degli Studi di Padova Universit degli Studi di Trieste Universit degli Studi di Udine Universit IUAV di Venezia Matteo Grott dottorando DESIGN OF SUSPENSION SYSTEMS AND CONTROL ALGORITHMS FOR HEAVY DUTY VEHICLES SVILUPPO DI SISTEMI DI SOSPENSIONE ED ALGORITMI DI CONTROLLO PER MEZZI HEAVY DUTY Prof Roberto Oboe relatore Dott Ing Francesco Biral relatore 2010 UNIVERSIT DEGLI STUDI DI TRENTO Dottorato di ricerca in Modellazione Conservazione e Controllo dei Materiali e delle Strutture XXII ciclo Coordinatore del dottorato Prof Davide Bigoni Esame finale 19 Aprile 2010 Commissione esaminatrice Prof Mauro Da Lio Universit degli Studi di Trento Prof Alain Molinari Universit Paul Verlaine Metz Prof Rosario Ceravolo Politecnico di Torino SOMMARIO Il presente lavoro tratta lo sviluppo di sistemi di sospensione controllati per mezzi pesanti con particolare riferimento alle trattrici agricole Per tale tipologia di veicoli l attivit di studio non ancora matura come confermato dalla carenza di letteratura scientifica e dalle poche applicazioni commerciali presenti nel mercato dei mezzi off highway Le condizioni di carico di tali mezzi possono variare in modo considerevole condizionando quindi il comportamento dinamico del veicolo Inoltre come nel caso di trattrici agricole in molti casi solo l assale
66. a proap L area equivalente dell orifizio Asg6 deg 6 0 96 mm quindi calcolata considerando il contributo Ap1up APiup desunto a catalogo delle valvole 1 e 2 dic c pee E Pr AP 1down z AP adown 57 p eq 6 4 Per maggiori informazioni consultare l allegato informatico Levelling_calculation xls 129 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 7 2 Descrizione del controllore sperimentale Il sistema descritto in Fig 106 permette il controllo dell unit idraulica di sospensione di cui equipaggiato il banco prova Parallelamente il profilo stradale al quale soggetto il banco viene gestito in modo indipendente da un apposito controllore er eee ee ee eee sees eeeees CONTROL hasini SUSPENSION BENCH TEST ceseccsesscsecoesosocoeoe Control Key signal lock mid down any pos level up down calibration signal NI PCI 6024 E MULTIFUNCTION DAQ SUSPENSION UNIT HYDRAULIC MANIFOLD OPERATOR COMMAND PANEL Prop valves currents ls 4 PWM Raise and lowering valves currents Varive Signal Throttle pedal signal SIGNAL r GENERATOR SUSPENSION BENCH Pressure and angular sensors signals CONTROLLER Fig 106 Schema esemplificativo del controllore sperimentale e delle relative interfacce verso l operatore e la sospesione idro pneumatica Il controllore sperimentale
67. a pu comportare un eccessiva compensazione in accelerazione e geometrie insoddisfacenti sia per il comfort che per le prestazioni dinamiche del mezzo 88 Modello multi fisico di macchina agricola Temporary rising i 1 effectdue to the lock J 1 of the suspension i 1 Displacement m 2 25 3 3 5 4 45 Time s Fig 67 Transitorio durante una manovra di frenata spostamento verticale del centro di massa del corpo sospeso mezzo in condizioni nominali di carico Il temporaneo bloccaggio della sospensione dovuto ai fenomeni di attrito vincola l anteriore della trave carro del mezzo in modo simile ad una cerniera L effetto inerziale provoca un momento di beccheggio e quindi una rotazione con il conseguente innalzamento temporaneo del corpo sospeso AD 100 tan 0 8 47 Fig 68 Concetto di anti dive caso di accelerazione per il caso della sospensione anteriore del mezzo agricolo e freni integrati nella trasmissione P percentuale di ripartizione di frenata accelerazione all avantreno w passo del veicolo hg altezza del baricentro del corpo sospeso Lo studio espone i miglioramenti indotti da una revisione del progetto meccanico della sospensione Il modello sottoposto a manovre di accelerazione frenata ed inversione 89 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty del moto secondo differenti configurazioni della sospension
68. al ON transitorio della stima adattativa del coefficiente di smorzamento Accensione del mezzo Fig 123 transizione delle correnti di pilotaggio delle valvole L andamento coerente con le transizioni esposte in Par 6 3 Cmd tigger signals oa mn oO n o oo Transizione I SEA ansizione l l reg adapt I MA n 5 I mA low reg Transizione l l reg adapt 5 10 15 20 25 30 35 Time 5 eg i R adapt3 4 amp Transizione l ERRORE Hale ef Fig 123 Accensione del mezzo key signal ON transizione delle correnti di pilotaggio delle valvole proporzionali 149 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Comando di calibrazione del sistema di sospensione Fig 124 Fig 125 e Fig 126 Cyl elongation mm pa o Cc n D D 2 amp Lowering signal Raise signal 20 25 30 35 40 Tempo s Fig 124 Calibrazione della sospensione varive 0 km h elongazione del cilindro sospensione e comando delle valvole di levelling raise and lowering valve 33 r mm E Gain m 68 mm 5 68 5 69 Offset q 695 i i 20 25 30 35 40 Tempo s Fig 125 Calibrazione della sospensione varive 0 km h aggiornamento dei parametri del sensore al termine del processo di calibrazione 150 Attivit sperimentale 1400 12
69. albero della trasmissione La pompa indirizza il fluido tramite distributori idraulici agli organi utilizzatori in funzione svolgendo lavoro utile con assorbimento di energia Se al contrario nessun organo servo comandato idraulicamente in azione l olio torna nel serbatoio con il minimo assorbimento di energia dal motore Tale sistema presenta costi di impianto limitati a fronte di un sistema tecnicamente semplice Negli ultimi anni si diffusa in ambito off highway la tecnologia load sensing grazie alla quale i sistemi risultano compensati sia in pressione che in portata garantendo cos rendimenti maggiori in quanto la pompa solitamente a stantuffi assiali fornisce la sola quantit d olio necessaria alla rispettiva pressione Inoltre grazie alle elevate portate fino a 113 l min si possono ottenere reazioni immediate e movimenti idraulici rapidi anche con motore a bassi regimi Solitamente l impianto idraulico incorpora tre pompe Fig 23 La pompa di trasferimento 10 aspira l olio di lubrificazione dalla scatola della PTO Power Take Off dove si raccoglie per pomparlo nella scatola della trasmissione La pompa di carico e lubrificazione 9 invia l olio a bassa pressione tramite un filtro 8 sia alla pompa a pistoni 7 che al circuito di lubrificazione della trasmissione T Tale pompa invia poi il 35 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty flusso d olio alla valvola
70. ali Cole 8 Le masse in gioco sono oltre un ordine di grandezza maggiore rispetto alle normali vetture Possono disporre di pi unit e coppie di assali l altezza dal suolo del baricentro di massa in riferimento alla larghezza Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty del mezzo risulta maggiore Configurazioni ed entit dei carichi possono variare in modo considerevole con la conseguente diversificazione delle condizioni e del comportamento dinamico del mezzo inoltre necessario valutare le performance del sistema secondo differenti condizioni di impiego ovvero condizioni di carico ed equipaggiamenti profili stradali campo aperto sterrato configurazioni di lavoro applicazioni Le sorgenti di disturbo sono molteplici motore cambio irregolarit del terreno equipaggiamenti ed attrezzature gancio di traino Inoltre come per le trattrici agricole in molti casi solo l assale anteriore dotato di sospensioni requisiti funzionali per tale classe di mezzi sono svariati oltre alle esigenze di comfort e manovrabilit fondamentale sostenere i carichi statici del veicolo e minimizzare il danneggiamento del manto stradale e delle infrastrutture per fenomeni di fatica e deformazioni permanenti Tale tipologia di veicoli richiede particolare attenzione per alcuni aspetti quali Adattamento dell altezza del mezzo Spazio di lavoro delle sospensioni deve essere il minimo
71. ali di pressioni tra le camere del cilindro dipendenti dalla portata di fluido ovvero dalla velocit di escursione dell attuatore Fig 11 Reimpell et al 27 damper elettro o magneto reologici impiegano fluidi aventi viscosit variabile in funzione del campo elettrico o magnetico applicato In particolare le particelle disperse nel fluido vengono polarizzate formando delle catene parallele alle linee di campo Ne consegue un Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty aumento della viscosit e quindi della resistenza del fluido al passaggio attraverso appositi condotti Fig 12 Rispetto ai damper idraulici sono caratterizzati da tempi di risposta ridotti 5 10 ms presentano per una caratteristica simmetrica in compressione ed estensione costi di tale tecnologia limita l applicazione ad auto sportive di lusso e mezzi militari 350 ESE CESS LS S i Current 200 i 150 100 T i z i i 1 3 f g j 3 se a T g o Qa E S a i 50 I z 100 4 Il 150 T T 200 7 250 T 300 0 0 524 1 048 ms 1 572 Damping velocity Fig 11 Continuosly Variable Damper CVD si nota la valvola proporzionale impiegata come orifizio a sezione variabile steel core and poles Flux ioe rol steel flux te sua aps pl
72. ali per l applicazione oggetto di studio Tale aspetto rappresenta il maggior limite prestazionale ai fini del controllo del damping In primo luogo non permettono di coprire l intero dominio di lavoro definito nello spazio q Ap posizione 3 di Fig 57 tale da permette il controllo di portate limitate minori di 20 l min In particolare necessario impiegare una valvola di dimensioni minori in Inoltre secondo la specifica del costruttore per un corretto funzionamento necessario mantenere le valvole proporzionali in posizione verticale affinch il poppet non risenta della gravit e sia quindi bagnato da un meato di fluido avente spessore costante Una tale configurazione di lavoro rende l elemento mobile particolarmente sensibile alle vibrazioni verticali trasmesse dal profilo stradale degradando il controllo in posizione del cassetto e quindi dell area equivalente dell orifizio Tale condizione rende critico sia l inseguimento della caratteristica regressiva di riferimento che il pilotaggio della valvola Le valvole impiegate sono utilizzate per le applicazioni commerciali per il lock della sospensione Qualora attivate sono pilotate con corrente costante allo scopo di introdurre pi o meno damping nel sistema 5 Attualmente in fase di sviluppo la nuova componentistica proporzionale per un secondo prototipo di sospensione idro pneumatica controllata 97 portata differenziale di pressione 58 Cassett
73. anteriore dotato di sospensioni Nel settore off highway le applicazioni di sospensioni commercialmente diffuse consistono nel sistema sospensioni della cabina sistema secondario e dell assale anteriore sistema primario Finora i progressi pi significativi in un ottica di contenimento dei costi sono stati ottenuti grazie al miglioramento delle sospensioni secondarie Problematiche energetiche dovute alle masse in gioco e di controllo legate ai fenomeni di attrito fra i corpi limitano l impiego di componenti attivi o semiattivi applicati al corpo assale del mezzo Tale linea di tendenza garantisce la sola specifica di comfort Negli ultimi anni le esigenze di mercato hanno indotto la richiesta di maggiori potenze carichi e velocit di guida dei mezzi con conseguenti problematiche di comfort e sicurezza stradale In tale contesto i produttori di mezzi pesanti hanno manifestato interesse nell applicazione di sospensioni controllate considerate la soluzione potenzialmente valida per il miglioramento delle prestazioni dinamiche del mezzo Gli obiettivi della presente attivit consistono nello studio del comportamento dinamico delle trattrici agricole e nello sviluppo di una sospensione controllata industrialmente competitiva in grado di garantire le prestazioni dinamiche del mezzo nelle differenti condizioni operative Lo studio parte integrante di una collaborazione tra l azienda Dana Italia S p A e l Universit degli Studi
74. ar P 60 bar P 80 bar P 100bar Pr transducer Force kN Si Tank Accumulator Angular Sensor deg Fig 38 Schema idraulico della configurazione di test e diagramma di isteresi per le differenti pressioni statiche 3 6 Analisi sperimentale comparativa delle soluzioni Regen e Double Acting mediante prove a banco Viene proposto il confronto sperimentale delle soluzioni Regen e Double Acting impiegate per mezzi aventi la medesima taglia di potenza Il sistema Regen caratterizzato da Cilindro idraulico 80 70 97 Accumulatore avente capacit pari ad 1 4 e precarica di 24 bar T 20 Il sistema Double Acting composto da Cilindro idraulico 85 70 97 Accumulatore lato pistone capacit pari a 2 e precarica di 38 bar T 20 Accumulatore lato stelo capacit pari a 1 e precarica di 70 bar T 20 Per la particolare configurazione di prova la pressione lato pistone pari a 85 bar mentre stata impostata una contropressione lato stelo pari a 110 bar stata eseguita l identificazione sperimentale delle Risposte in Frequenza mediante una serie di prove con ingresso stradale tipo sweep Entrambi i sistemi mostrano le problematiche inerenti alla presenza dei fenomeni di attrito La soluzione Double Acting 52 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway caratterizzata da un minor damping equivalente inf
75. aragrafo 3 3 3 a meno della presenza di un secondo accelerometro applicato alla corpo sospeso necessario per la stima della velocit di beccheggio Fig 62 propone le Risposte in Frequenza del modello di beccheggio profilo stradale accelerazione verticale e di beccheggio del corpo sospeso L ingresso al posteriore soggetto ad un ritardo temporale dato dal rapporto w v passo velocit di marcia Fig 54 dando luogo al fenomeno di filtraggio dovuto al passo il quale induce modifiche sostanziali delle risposte frequenziali del sistema x 105 a 5000 1 T 7 vD PO E cvp all Mix WHEEL BASE __ lt 4500 mx WHEEL BASE i Passive optimal FILTERING FILTERING 7 EFFECT Die ata ie ira EFFECT N n N n Road profile pitch acc Abs Magnitude deg im 6 8 6 Frequency Hz Frequency Hz Fig 62 Risposte frequenziali delle soluzioni CVD Mix e passiva regressiva profilo sweep con semiampiezza 5 mm velocit di marcia 20 km h Lo studio considera differenti profili stradali e condizioni di carico del mezzo La dinamica del damper descritta dalla serie di un ritardo temporale ed un filtro passa basso del secondo ordine Affinch la dinamica del damper risulti non influente per le differenti 27 Lo studio svolto presenta un intensa analisi di tale fenomeno secondo differenti profili stradali velocit
76. atic Load Fstat N Accumulator Capacity Vo Precharge Po Fig 24 Sistema Regen rigidezza e frequenza naturale in funzione del carico statico La rigidezza della sospensione funzione delle condizioni statiche di carico ovvero delle condizioni di equilibrio del sistema Definiti y il coefficiente della trasformazione politropica del gas contenuto nell accumulatore Vo e Po la capacit e la precarica dell accumulatore stesso Pgta la pressione del sistema in condizioni statiche ed A og l area dello stelo del cilindro ne consegue una rigidezza K eg data da 2 2 a rod stat 2 2 Bo Nel caso del sistema Double Acting le camere del cilindro idraulico sono connesse a due accumulatori distinti Fig 25 costi di impianto due circuiti distinti per le gestione delle due camere del cilindro limitano tuttora la diffusione di tale soluzione L imposizione della contro pressione a lato stelo variabile in modo discreto o continuo permette il controllo della caratteristica elastica del sistema quindi della rigidezza e della frequenza propria al variare del carico statico agente sulla sospensione stessa Definiamo Ap l area del pistone Ps e Pc2 la pressione statica lato pistone e la contro pressione imposta al lato stelo mentre Vs e Vce rappresentano i rispettivi volumi di gas degli accumulatori La 37 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty linearizzazione della
77. atore di Fig 53 Nel presente lavoro le valvole proporzionali vengono pilotate in modo da riprodurre una caratteristica di damping di tipo regressivo In altre parole il controllo esegue un inseguimento della caratteristica in funzione della velocit di scuotimento del cilindro Tale caratteristica viene ulteriormente modulata a seconda delle condizioni di carico del mezzo secondo uno schema adattativo Le valvole impiegate qualora pilotate con un valore costante di corrente presentano una caratteristica di damping ovvero una caratteristica stazionaria di tipo progressivo Nel settore dei veicoli leggeri esistono valvole proporzionali per il controllo adattativo del damping aventi caratteristiche regressive indicizzate secondo differenti valori della corrente di pilotaggio Quindi per ciascuna condizione di carico la caratteristica regressiva associata viene impostata mantenendo un valore costante della corrente di pilotaggio Tale soluzione oltre a semplificare lo schema di controllo comporta una notevole riduzione delle sollecitazioni in corrente dei componenti proporzionali Vengono esposti alcuni possibili fattori secondari che tuttavia possono influenzare le performance del sistema 5 La caratteristica regressiva assicurata da una valvola limitatrice di pressione detta di blow off 167 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 168 Caratteristiche dei sensori error
78. atta opportunamente incrementati in caso di ingressi elevati rilevati a partire da accelerazioni o spostamenti allo scopo di limitare oscillazioni ed elongazioni delle sospensioni 18 Stato dell arte 2 3 2 Sospensioni semi attive Questa soluzione sta prendendo sempre pi attenzione da parte delle case costruttrici grazie al buon compromesso tra costi e prestazioni Tali sistemi esercitano la forza di controllo agendo in anello chiuso variando il coefficiente di damping attraverso smorzatori multi stato valori discreti di c oppure a rate di smorzamento variabile Possono quindi solamente dissipare l energia proveniente dal moto della massa sospesa Fig 10 Il coefficiente di smorzamento viene pilotato attraverso orifizi a sezione variabile sospensioni idro pneumatiche oppure per mezzo di fluidi elettro o magneto reologici ER MR La potenza assorbita da tali sistemi risulta trascurabile Il maggior limite di tale configurazione costituito dall impossibilit di esercitare una forza nel medesimo verso della velocit relativa della sospensione limite di passivit Foamp Foamp Semi active damper Fig 10 Campo operativo di una sospensione attiva e semi attiva 2 3 2 1 Damper idraulici ed elettro magneto reologici Nel caso degli smorzatori idraulici la caratteristica di damping controllata agendo attraverso orifizi a sezione variabile ovvero valvole proporzionali dando luogo a differenzi
79. atti propone una minor trasmissibilit in termini di accelerazione della massa sospesa per frequenze elevate comfort objective Fig 39 a discapito della specifica di elongazione della sospensione Fig 40 Il minor effetto di damping rende inoltre visibile la prima risonanza sprung mass resonant frequency Abs Magnitude dB 65 r 0 7 7 r Double Acting E 10 80 Regen FEST RISTRETTA Te TR e iW POO ree NT E rent et at 55 20 Di 50F 4 3 Bip gt PRA o Ton 5 D A system i A 3 Wheel resonance Regen 7 6Hz 40 sprung mass resonance 24HZ Pie Wheel resonance D A 7 2Hz EA 40t EAN i E dadi E elia i A d Double Acting Reduction of response module ii Husco 35 by D A system a ia LSO as he 4 max 9 8 4Hz 30 i i i i SI 70 0 4 0 1 10 Frequency Hz 10 10 Frequency Hz 10 Fig 39 Risposta in Frequenza sperimentale Fig 40 Risposta in Frequenza sperimentale per per i sistemi Regen e D A profilo stradale i sistemi Regen e D A profilo stradale accelerazione della massa sospesa traversa apertura della sospensione 3 7 Analisi sperimentale comparativa delle soluzioni Regen e Double Acting mediante mezzo agricolo strumentato Nell ambito della collaborazione Dana UniTN stata svolta in una campagna sperimentale presso un produttore di mezzi agricoli La macchina agricola di t
80. attraverso simulazioni virtuali Vengono proposti alcuni test della Macchina a Stati eseguiti attraverso simulazioni in ambiente Matlab vedi modello di Fig 92 Le seguenti figure Fig 100 Fig 104 commentate in didascalia descrivono i singoli test del controllo ed il funzionamento dei differenti modi operativi della Macchina a Stati 80 __ Record upper limit D D A D Ya drive levelling function i okmh f enabled Varive A ho D _ Trigger 1 ho Cylinder elongation mm oS tS tas calibration l K Record j Levelling lower limit i D ba 10 20 30 40 50 60 70 80 Time 5 Fig 100 Test della Macchina a Stati Finiti in accordo con i vincoli di velocit il sistema viene eseguita la calibrazione del set point All arresto del mezzo la sospensione si porta in posizione chiusa All avviamento l azione di levelling abilitata al superamento della velocit di soglia di 1 5 km h 121 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 40 r 1 j l Application of an CE ERE impulsive front load End of the 20 levelling action 1 Deflection due to the E friction forces 2 w D Cc 2 D pej S Front load application vo gt 1 5 kmh drive Start of the levelling action 40 0 20 40 60 80 100 Time s Fig 101 Test della Macchina a Stati Finiti
81. biente MSC ADAMS 3 4 2 Identificazione sperimentale della Risposta in Frequenza e calibrazione del modello numerico In primo luogo sono state stimati i parametri di rigidezza e smorzamento verticali degli pneumatici Le caratteristiche di deformabilit ed aderenza del pneumatico sono dovute alla sua struttura fortemente composita fatta di una carcassa di fibre intrecciate flessibili ma molto rigide estensionalmente immersa in una matrice di gomma mescole elastomeriche molto deformabile e con elevate caratteristiche di aderenza con il suolo Altro componente essenziale come noto l aria che conferisce stabilit e rigidezza strutturale all insieme Nel caso in esame gli pneumatici vengono riempiti con schiume poliuretaniche per garantire un certo grado di sicurezza per gli operatori al banco In letteratura sono riportati molti esempi di studio dello pneumatico ma di scarsa riproducibilit a livello industriale per cui si optato per una soluzione meno accurata ma molto pi pratica ai fini della stima dei parametri di interesse Il cilindro sospensione stato bloccato allo scopo di ridurre il sistema meccanico originale Fig 34 al classico sistema del secondo ordine assunto come modello lineare di identificazione parametrica 47 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty L elaborazione mediante il pacchetto identification tollbox di Matlab ha fornito stime di rigidezza e
82. bile se confrontato alle cadute di pressione generate dal controllo in corrente dei componenti proporzionali Il sistema idraulico provvede inoltre un effetto di damping intrinseco dovuto a o perdite di carico localizzate nei condotti del blocco idraulico curve a gomito brusche variazioni di sezione dei condotti o perdite di carico dovute alla viscosit del fluido l entit delle stesse fortemente sensibile alla temperatura del fluido stesso CONCLUSIONI Lo studio proposto consiste nello sviluppo di sistemi di sospensione e dei relativi algoritmi di controllo per mezzi pesanti L attivita di progettazione segue l approccio del Model Based Design Viene dapprima analizzato lo stato dell arte per sistemi di sospensione per mezzi pesanti Vengono inoltre presentati diversi modelli di analisi per sospensioni l allestimento del sistema di testing e la successiva indagine sperimentale delle soluzioni commercialmente diffuse Definiti i requisiti di progetto la seconda parte dell attivit tratta lo sviluppo progettuale di una sospensione idro pneumatica Il progetto degli algoritmi di controllo impiega un modello multicorpo del mezzo comprensivo della dinamica di beccheggio dei trasferimenti di carico in manovre di frenata accelerazione e delle non linearit del sistema Il sistema idro pneumatico della sospensione descritto per mezzo di un modello termo idraulico Lo studio prosegue con l indagine delle strategie di contr
83. caricate sul telaio F ed Fy le forze trasmesse dal cilindro idraulico e dallo pneumatico bx e by rappresentano le distanze della cerniera superiore della biella dal centro di massa del corpo non sospeso Per la particolare configurazione del sistema oggetto di studio lecito assumere b 0 e by o Definita l accelerazione orizzontale del mezzo a come l ingresso del nostro modello possibile definire le seguenti equazioni del moto m a P m ua m a R gt R May P m T m a us x mZ Uus Us b F F R dove R R 3 R t8 B x Dove P rappresenta il rapporto tra la trazione all anteriore e la trazione totale Consideriamo il diagramma di corpo libero della massa sospesa di Fig 56 dove hg rappresenta l altezza del baricentro definita come la somma tra il raggio della ruota posteriore e l altezza del baricentro rispetto alla trave carro hg R Ag Le dimensioni dx e d rappresentano le distanze della cerniera della biella fittizia rispetto al centro di massa G In particolare valgono le relazioni y d h R b y g if 38 d a b 23 Il quadrilatero articolato della sospensione presenta un centro di istantanea rotazione tendente ad infinito 75 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Dove Ry rappresenta il raggio di rotolamento degli pneumatici anteriori 1 F Ms Mus ax Fig 56 Diagramma di corpo libero corpo s
84. celeration Driven Damper ADD Savaresi et al 30 nasce dallo studio di un algoritmo di controllo ottimo comfort objective per una sospensione semiattiva Il controllo proposto richiama lo smorzatore a due stati approssimante il modello Skyhook La sola differenza consiste nel fatto che la legge di switching non dipende dalla velocit della massa sospesa bens dall accelerazione della stessa ee 1 Cmax if Z G 7 Zi 2 0 19 C sky t C min if X 7 Zu lt 0 Il concetto di controllo Groundhook prevede uno smorzatore connesso tra massa non sospesa e riferimento inerziale al fine di stabilizzare lo pneumatico massimizzando la manovrabilit del mezzo Tale soluzione aggiunge quindi smorzamento alla massa non sospesa e ne toglie a quella sospesa Goncalves amp Ahmadian 13 Koo et al 21 con l ovvio svantaggio di aumentare la trasmissibilita tra profilo stradale e massa sospesa gt 2 C max if us Kz Gua 0 20 Cona Cia UY Ea Mee 930 La soluzione di controllo Hybrid ha lo scopo di combinare i vantaggi dei concetti Skyhook e Groundhook Unendo le due metodologie di controllo si punta ad ottenere una bassa trasmissibilit sia per la massa sospesa che per quella non sospesa Goncalves amp Ahmadian 13 Koo et al 21 Il progettista pu decidere quanto il controllo approssimi le strategie Skyhook e Groundhook parametro a C t Ac 1 A A ona 1 21 30 Stato dell arte
85. cessario considerare che l energia dissipata sottratta al sistema veicolo Nel caso di eventi di tipo deterministico buche gradini nell analisi dei segnali di interesse vengono impiegati indici RMS valori picco picco del segnale il valore assoluto massimo In fase di esecuzione della campagna di acquisizione elaborazione ed analisi dei dati comunque opportuno valutare alcuni aspetti La sensibilit del corpo umano varia in funzione della frequenza e della direzione delle vibrazioni trasmesse diversi arti del corpo possono essere pi o meno sensibili alle vibrazioni Il limite ammissibile delle vibrazioni dipende da altri fattori quali il numero e la tipologia di ingressi esposizione giornaliera ore giorno condizioni ambientali Come eseguire l acquisizione dei segnali quali parti del corpo umano e quali punti del veicolo sedile volante ed interfacce veicolo uomo quali punti di trasmissione delle vibrazioni monitorare per la valutazione delle vibrazioni meccaniche Tali problematiche sono parzialmente trattate in alcune normative tecniche di riferimento British Standard 11 ISO 18 le quali forniscono le linee guida per la misurazione a la valutazione delle vibrazioni meccaniche trasmesse al corpo umano In particolare le componenti di accelerazione misurate secondo modalit ben definite vengono pesate in frequenza impiegando appositi filtri digitali segnali di interesse vengono
86. cesso a priorit pi alta mettendo in coda gli altri Inoltre deve essere possibile arrestare e riprendere ciascun thread in qualunque istante compatibilmente con la risoluzione temporale del sistema Questa caratteristica detta preemptibility permette di rispondere in tempo reale agli eventi critici sospendendo i compiti meno importanti a vantaggio di quelli essenziali per l applicazione da svolgere 7 4 1 Prototipazione rapida del controllo Real Time Windows Target Nel presente lavoro la prototipazione e l esecuzione del codice controllo in tempo reale impiegano il pacchetto Matlab Real Time Windows Target RTWT Si tratta di uno strumento per realizzare prototipi testare e sviluppare sistemi real time mediante un unico calcolatore il quale svolge sia la funzione di host che di target PG Apposite schede input output costituiscono un interfaccia diretta con il sistema reale che si intende controllare ovvero sensori attuatori motori o altri device utili per eseguire processi e controlli in tempo reale L applicazione tipica di tale strumento consiste nell esecuzione di 4 Deve cio consentire l esecuzione di pi attivit concorrenti thread dall inglese filo logico 45 Il primo serve principalmente per creare e sviluppare modelli Simulink descriventi il codice risolutivo mentre il secondo permette l esecuzione dell applicazione in real time 138 Prototipi sperimentali del sistema idraulico e di controllo
87. cetto Skyhook 165 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 8 3 Considerazioni relative all attivit sperimentale Le prove sperimentali hanno validato le performance della Macchina a Stati secondo i diversi modi operativi levelling lock Le funzionalit integrative al controllo di damping operano in accordo con l intero set di requisiti e specifiche di progetto Rispetto alla soluzione attualmente impiegata il controllo adattativo del damping con inseguimento della caratteristica regressiva di riferimento propone un discreto miglioramento della specifica di comfort a fronte di un lieve aumento dell elongazione del cilindro sospensione Tuttavia il progetto proposto rende meno vincolante la specifica di elongazione per il controllo del damping Infatti l integrazione del controllo con funzionalit quali l anti impatto ed il controllo di beccheggio minimizzano lo spazio di lavoro delle sospensioni durante le manovre pi critiche che comportano cio elevati trasferimenti di carico all anteriore Il presente lavoro costituisce uno studio di fattibilit Durante lo sviluppo del prototipo vincoli di natura commerciale ed economica hanno indotto l impiego di componentistica proporzionale disponibile sul mercato nell attesa di un nuovi prototipi di valvole proporzionali da parte del fornitore Le valvole proporzionali presentano caratteristiche dinamiche e stazionarie non ottim
88. cilindro idraulico deve assicurare un escursione minima della sospensione e portate attraverso le valvole proporzionali 3 e 4 di Fig 57 tali da garantire un minimo effetto di damping Ovviamente la scelta del cilindro vincolata alle condizioni operative di carico tali da assicurare la vita utile richiesta dei diversi componenti Secondo i criteri esposti per l applicazione oggetto di studio viene selezionato un cilindro 80 70 x 97 3 Il dimensionamento di massima dell accumulatore idraulico considera il gas contenuto nello stesso come ideale comunque necessario verificare alcune grandezze fisiche descritte in seguito Po Vo Pressione e volume di precarica dell accumulatore pi Vi Pressione operativa inferiore e relativo volume Tale pressione deve essere maggiore di po per evitare completi svuotamenti di fluido idraulico contenuto nell accumulatore Fig 105 e quindi contatti della membrana elastica con l imbocco po lt 0 9p con la conseguente diminuzione della vita utile dell accumulatore stesso 38 Tale informazione spesso fornita dal produttore del mezzo oppure approssimata mediante confronto con mezzi agricoli simili 3 Diametro del pistone mm Diametro stelo mm x corsa mm 127 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Pa Va Pressione operativa superiore e relativo volume Il rapporto di pressioni ammissibile in termini di integrit e vi
89. con aratro e ballast 56 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway 26 8 24 2 21 6 19 0 3 16 4 13 8 11 2 8 6 6 0 50 40 30 Km h 20 10 16 17 18 19 20 s 21 22 23 24 Fig 44 Apertura della sospensione sistema Regen Panic stop test mezzo con aratro e ballast Regen Regen Double Acting Rigid Axle Acceleration PSD m s2 Hz Frequency Hz Fig 45 Power Spectrum Density dell accelerazione verticale del telaio durante la manovra di cornering mezzo con aratro e ballast 57 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty La soluzione rigenerativa garantisce in linea generale un miglior soddisfacimento delle specifiche di progetto per le prove di bump e su strada La centralina di controllo del sistema Double Acting garantisce migliori prestazioni per i test di Forward Reverse frenata di panico e cornering Considerando la possibilit di integrare la soluzione Regen con tali funzionalit di controllo e focalizzando l analisi sulle potenzialit dei due sistemi idraulici evince una significante superiorit del sistema rigenerativo test mediante macchina agricola strumentata evidenziano un minor effetto dei fenomeni di attrito agenti all interfaccia pistone cilindro sospensione Ci imputabile alle vibrazioni meccaniche dovute al motore le quali i
90. controllo del damping mediante valvole proporzionali 106 6 2 Integrazione delle funzionalit di controllo definizione del dominio di esistenza ed algoritmi di debouncing 108 6 3 Gestione delle transizioni tra gli stati del CONtrollo 110 6 4 Esposizione del controllo mediante Macchina a Stati Finiti 112 6 4 1 Algoritmi di CEDOUNCING serari ndina irti ANa Eaa E SaR EARRA 115 6 4 2 SUPErVISOre aio arped eaaa a aaa ae 115 6 4 3 PUNZIONGOMOCK aiora reee E aaa ita 118 6 4 4 Funzione di sospensione attiva eee ee tent eee eeeeaaeeeeeeeeaaaeeeeeeeeaaes 119 6 5 Test della Macchina a Stati Finiti attraverso simulazioni virtuali 121 7 PROTOTIPI SPERIMENTALI SISTEMA IDRAULICO E DI CONTROLLO 125 7 1 Prototipo idraulico del sistema sospensioni 126 74 1 Dimensionamento del sistema accumulatore e cilindro idraulico 126 tae Dimensionamento dell unit di IevelliN iii 129 7 2 Descrizione del controllore sperimentale 130 7 2 1 Condizionamento dei segnali i 131 7 2 2 Unit di alimentazione e potenza i 132 7 2 3 Sensoristica di controllo e sistema di acquisizione dati 134 7 3 Banco di caratterizzazione dei componenti idraulici eeeeeeeees 136 7 4 Sistemi real time e prototipazione rapida d
91. conveniente in riferimento alle specifiche di comfort ed elongazione della sospensione Fig 146 e Fig 147 Tale tipologia di controllo risulta infatti maggiormente sensibile alle prestazioni dinamiche delle valvole proporzionali rispetto al controllo proposto 53 Le leggi semi attive sono implementate secondo il coefficiente di smorzamento massimo ottimale ovvero pari al coefficiente critico di smorzamento A causa di un guasto della sensoristica non viene proposta la forza dinamica pnematico suolo Inseguimento della caratteristica di damping modulata secondo uno schema adattativo 164 Attivit sperimentale 14 DI Proposed control E 12 ADD E See i 08 O Z 06 04 w 02 f i 2 4 6 8 0 12 14 Frequency Hz Fig 146 Risposte in Frequenza del banco prova sospensioni profilo stradale accelerazione della massa sospesa Confronto fra il controllo adattativo di inseguimento della caratteristica regressiva e le approssimazioni semi attive del concetto Skyhook 2 Proposed control T i i ADD CVD Aa TSD D 3 E 1 D Do goss 0 i 2 4 6 8 10 12 14 Frequency Hz Fig 147 Risposte in Frequenza del banco prova sospensioni profilo stradale elongazione del cilindro sospensione Confronto fra il controllo adattativo di inseguimento della caratteristica regressiva e le approssimazioni semi attive del con
92. delle performance espresso come riduzione percentuale degli indici di performance ottenibile per mezzo delle strategie semi attive per i differenti profili stradali 8 Per maggiori informazioni consultare gli articoli in allegato 44 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway MAX RMS PERFORMANCE INDEX REDUCTION RMS INDEX ISO poor ISO average Ramp Step Body acc 1 2 5 12 Tire acc 13 5 4 15 Tire force 57 62 3 18 Tire displ 58 63 5 16 Susp elong 85 36 4 12 Tabella 1 Riduzione percentuale degli indici di performance per i differenti profili stradali in caso di sistemi semi attivi 3 4 Modellazione identificazione sperimentale e controllo mediante banco prova sospensioni Gen 2 Il progetto del sistema di sospensione richiede un appropriato prototipo in grado di riprodurre la dinamica reale del mezzo In un ottica di sviluppo prodotto l impiego del mezzo agricolo risulta non efficiente sia in termini economici che dei tempi di sviluppo Non garantisce la riproducibilit delle condizioni di test sollecitazioni esterne profilo stradale condizioni di carico n standard di sicurezza accettabili richiede un manovratore stato quindi sviluppato un nuovo banco prova per sospensioni Gen 2 Fig 33 Rispetto al banco di prima generazione si intende riprodurre un differente sistema dinamico Il banco sollecitato non a
93. di priorit dello sterzo 6 la quale garantisce un flusso prioritario al circuito dello sterzo 5 idroguida pressione di circa 175 bar qualora disponibile l olio viene intercettato dalla valvola per i freni del rimorchio 11 Il circuito a pressione regolata ed il circuito ad alta pressione circa 200 bar hanno rispettivamente la seconda e terza priorit L olio a 175 bar passa attraverso una valvola di regolazione della pressione 1 che viene abbassata a circa 1 5 e 16 bar a seconda dell utilizzo 1 circuiti a pressione regolata 2 sollevatore 3 valvole ausiliarie sospensione 4 funzioni particolari 5 servosterzo 6 valvola priorit sterzo 7 pompa a pistoni 8 filtro 9 pompa carico e lubrificazione 10 pompa di trasferimento 11 freno rimorchio Fig 23 Rappresentazione schematica delle funzioni operative gestite dal sistema idraulico ed eventuale collocazione delle sospensioni In particolare lolio a 1 5 bar va ad alimentare i dispositivi di attuazione di organi quali i servocomandi dei freni e della frizione motore provvede inoltre alla lubrificazione forzata degli ingranaggi del cambio e della presa di potenza L olio a 16 bar di pressione va ad alimentare i servocomandi di innesto trazione anteriore cambio di gamma lento veloce innesto presa di potenza anteriore posteriore innesto cambio marcia sotto carico HI LO e bloccaggio differenziale A ci si possono aggiungere altre ap
94. di simulazione Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 2 3 Aspetti costruttivi e tecnologici In funzione della strategia e dell azionamento di controllo i sistemi di sospensione possono essere classificati in passivi adattativi attivi e semi attivi Fig 9 Williams 34 Nel caso dei sistemi attivi e semi attivi l azione di controllo pu dipendere da differenti segnali quali la velocit di guida le accelerazioni laterali e longitudinali il comando acceleratore freno langolo di sterzo le accelerazioni verticali del corpo sospeso Sensors Body Sensors M ing Control A a Tyre m Zi Sensors Zr PASSIVE SEMI ACTIVE ACTIVE SUSPENSION SUSPENSION SUSPENSION Fig 9 Tipologie di sospensione passiva semi attiva ed attiva 2 3 1 Sospensioni adattative Le sospensioni adattative permettono di modificare le caratteristiche di damping e rigidezza in funzione delle condizioni del mezzo Tali sistemi agiscono per mezzo di un controllo in catena aperta ovvero in risposta al comando del pilota Le forme commercialmente diffuse consistono in sospensioni auto livellanti e smorzatori multi stato Le prime permettono di compensare le deflessioni dovute alle variazioni dei carichi statici tramite delle molle ad aria o degli elementi oleo pneumatici Gli smorzatori multi stato consentono di impostare differenti livelli di smorzamento esigui in caso di strada pi
95. dovuta alla distribuzione di massa agli equipaggiamenti alle caratteristiche degli pneumatici ed all eventuale presenza di un unico sistema di sospensione primario applicato al solo assale anteriore del mezzo Durante il moto su strada il modo di beccheggio del mezzo risulta quindi fortemente enfatizzato La necessit di una descrizione realistica della dinamica del mezzo ha condotto allo sviluppo del modello multicorpo di macchina agricola comprensivo della dinamica di beccheggio dei trasferimenti di carico in manovre di frenata accelerazione e 73 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty delle non linearit del sistema Il sistema meccanico Fig 54 composto dal corpo sospeso della trattrice di massa ms ed inerzia Js a cui sono associati i moti di scuotimento verticale z t e di beccheggio a t Il corpo non sospeso Mus costituito dagli pneumatici e l assale anteriore caratterizzato dal solo moto di scuotimento verticale ll modello non considera l inerzia del corpo ruota inoltre non ne prevede il moto longitudinale dovuto al moto relativo tra telaio e sospensione in quanto assunto trascurabile rispetto ai restanti g d l La sospensione del mezzo consiste in un assale rigido connesso alla trave carro del mezzo attraverso un quadrilatero articolato unico e centrale Fig 27 Il cinematismo della sospensione modellato attraverso una biella fittizia disposta tra il centro
96. duction of the pitch motion an anti impact system for the hydraulic actuator and an on line adaptation scheme which preserves an optimal damping ratio of the suspension even against large variations in operating conditions According to the system requirements the control is firstly integrated with other functionalities such as the calibration of the suspension set points and the procedures for the lock of the suspension Finally in accordance to the industrial product development the control scheme is redefined in a Finite State Machine useful for the subsequent generation of the ECU Electronic Control Unit Embedded Code The final section of this work presents the development of an industrial prototype of suspension system composed of a hydraulic suspension unit and a controller hardware and software units The prototype is tested by using a suspension bench test and Rapid Prototyping Tools for testing real time control systems Conclusions and final remarks and are reported in the last section Ai miei genitori RINGRAZIAMENTI Questo lavoro frutto della mia esperienza iniziata nel 2006 presso Dana Italia S p A ed il Dipartimento di Ingegneria Meccanica e Strutturale dell Universit degli Studi di Trento sotto la supervisione dei prof Roberto Oboe e Francesco Biral cui sono debitore per la fiducia accordatami durante il mio percorso di studi e per il costante supporto Voglio esprimere la mia sincera gratitudine alla Dirige
97. e Aroa J y l susp PV 9 Le forze inerziali indotte dal profilo stradale inducono effetti dinamici nocivi ai fini della stima della massa statica Il segnale di pressione oscilla quindi attorno al valore statico deducibile mediante filtraggio 92 Funzionalit addizionali del sistema di controllo 5 2 Controllo di beccheggio e frenata Pitch and Brake Control Tra gli obiettivi pi significativi dell attivit di progettazione di sistemi di sospensione compare il controllo di beccheggio Nel caso dei mezzi agricoli la marcata asimmetria del mezzo e la mancanza di sistemi di sospensione enfatizzano il modo di beccheggio durante il moto su strada Tale condizione diviene ulteriormente pi critica in condizioni di carico estreme a causa dei trasferimenti di carico Attualmente il controllo di beccheggio proposto da alcuni produttori consiste nella momentanea disabilitazione bloccaggio della sospensione in risposta al cambio di stato dei comandi del freno e o di cambio marcia Tale soluzione garantisce elongazioni limitate del cilindro sospensione ma risulta non ottimale ai fini del comfort e della manovrabilit del mezzo La soluzione proposta dal presente studio consiste nel modulare il damping equivalente della sospensione in modo proporzionale alle sollecitazioni esterne ovvero ai trasferimenti di carico indotti da manovre quali accelerazione frenata cambio ed inversione di marcia Il controllo di beccheggio attivato da
98. e tali da offrire una certa azione antidive antilift Fig 69 e Fig 70 L impiego della configurazione anti dive comporta una riduzione degli spostamenti verticali e di beccheggio del corpo sospeso dello spazio di lavoro e della forza esercitata dalla sospensione Produce inoltre una lieve riduzione della componente oscillatoria delle forze dinamiche di contatto L impiego di tale soluzione comporta quindi benefici per l intero set di requisiti funzionali in particolare nel caso di condizioni di carico estreme 0 01 0 005 0 005 0 01 F 4 AD 0 Sprung body vertical displacement m 0 03 T T T T T T Suspension cylinder elongation m AD 0 AD 20 0 03 amp 0015 AD 20 4 ae AD 40 0 04 AD 40 pale i i i i i Wis i 8 10 12 14 16 18 20 18 20 2 i i 3 AD 0 i 2 8 AD 20 H EE ieia ee TETT MO 100 H f AD 40 z AD 20 222 a a r gi 3 TAD 40 EAE RSS DEE ee PACS GEO GGI 1 amm mmm mmm SE ee 2 2 5 522 5 i E a OS pi ressa pazienza MA 2 2 8 i 3 18 A 8 16l o o j 14L 05 Mili i i i 12 i 8 10 12 14 16 18 20 i 8 10 12 14 16 18 20 Time s Time s Fig 69 Transitorio durante una manovra di Fig 70 Transitorio durante una manovra di inversione secondo differenti configurazioni anti dive
99. ei Par 3 6 e 3 7 Il controllo del damping tramite le valvole proporzionali 3 e 4 di Fig 57 valvole a cartuccia a due vie normalmente chiuse evita possibili problemi di cavitazione Infatti quando de energizzate permettono il bloccaggio lock della sospensione grazie alla posizione di tenuta della valvola L effetto di laminazione controllato attraverso il pilotaggio in modalit PWM ha luogo in una sola direzione del flusso nel verso opposto la valvola agisce come una check valve indipendentemente dalla corrente di pilotaggio Quindi le valvole 3 e 4 interessate da portate differenti provvedono rispettivamente all azione di damping nella fase di estensione e compressione del cilindro sospensione Definita la forza di damping obiettivo Fyamp ob possibile determinare i relativi valori di comando delle cadute di pressione ai capi delle due valvole Tabella 6 In altre parole i contributi al damping delle due valvole sono mutuamente esclusivi nelle fasi di compressione ed estensione a meno di effetti idrodinamici secondari pertanto possibile pilotare contemporaneamente le due valvole in modo indipendente secondo le leggi 51 e 54 di Tabella 6 Extension Compression Valve 3 Ap 1 emo 51 Ap 1 0 VI 52 A T Ara sy _ Fe de Valve 4 Ap 1 0 VI 53 Spad 54 rod Tabella 6 Cadute di pressione di riferimento per valvole proporzionali ai fini del controllo del damping 106 Conversio
100. el controllo 137 7 4 1 Prototipazione rapida del controllo Real Time Windows Target 138 8 ATTIVIT SPERIMENTARE scaricabili ice 141 8 1 Caratterizzazione sperimentale dei componenti idraulici 142 8 1 1 Dinamica elettrica sistema driver e bObINA iii 142 8 1 2 Caratteristica stazionaria delle valvole proporzionali 144 8 1 3 Risposta dinamica delle valvole proporzionali i 147 8 2 Test sperimentale del controllo mediante prototipazione rapida Rapid Gontrol Prototyping sala ilo EG IA Ual as 148 8 2 1 Verifica sperimentale di modi operativi della Macchina a Stati 148 8 2 2 Identificazione sperimentale della Risposta in Frequenza 161 8 3 Considerazioni relative all attivit sperimentale eessen 166 CONGLUSIONI ii cacare one ariano Dee a ta in Do 169 BIBECIOGRAFI Arai ia eri ta ahha cv A III nia io deli ao A eno 173 APPENDICE A MODELLO IDRAULICO DELLA SOSPENSIONE 177 1 INTRODUZIONE 1 1 sistemi di sospensione Lo studio proposto tratta lo sviluppo di sistemi di sospensione per mezzi pesanti con particolare riferimento alle trattrici agricole sistemi di sospensione costituiscono degli elementi fondamentali in qualsiasi mezzo di trasporto di qualunque tipologia Tradizionalmente sono costituiti da una coppia molla smorzatore sistema che t
101. elevata ma con valor medio all interno della banda di inattivit Un filtro passa basso avente banda passante elevata HBF high bandwidth filter evita l instabilit del controllo in quanto il levelling viene disattivato qualora il segnale filtrato tramite HBF torni all interno della banda di inattivit Il controllo di livello opera secondo le specifiche previste Fig 76 e Fig 79 Nel caso dell applicazione di un carico pressoch impulsivo il sistema di levelling non entra in azione a conferma della scarsa sensibilit del controllo ad ingressi impulsivi Le prestazioni del sistema di levelling risultano pi che accettabili alla luce del fatto che l applicazione di un carico anteriore pari a 1200 kg corrisponde al limite superiore di impiego del sistema di sospensione oggetto di studio 0 01 Of fe 0 01 bop gee TE z A 002 gig n 5 a i Susp cyl elongation 2 Susp cyl elongation aE ae A EE E OE pira cas I MG ENON oe O 0 03 l PT AEE a og area HBF signal asl i LBF signal LBF signal i NAW sup limit Diddl RARE SIE RI NAW sup limit AOD i e na WVingimi 7 i NAWinf limit 0 08 5 5 Ma 15 20 25 Time s Time s Fig 76 Self leveling control soluzione HBF Fig 77 Self leveling control soluzione HBF LBF azione del controllo di livello a seguito LBF azione del controllo di livello a seguito d
102. ell applicazione di un carico all anteriore 1200 dell applicazione di un carico all anteriore kg pressoch impulsivo 1200 kg At 1sec 98 Displacement m Funzionalit addizionali del sistema di controllo La scarsa sensibilit ad ingressi stradali ad ampiezza elevata stata testata sottoponendo il sistema ad un ingresso sweep con frequenza variabile tra 0 1 e 12 Hz La semiampiezza limite dell ingresso stradale tale da attivare il controllo di levelling porta il cilindro sospensione in condizioni di finecorsa Secondo tale scenario il sistema di levelling disabilitato a favore del sistema anti impatto 0 05 0 04 0 03 F O a ee ae 0 01 0 02 0 04 0 05 can n aa NAW sup limit ti Susp cyl elongation HBF signal LBF signal NAW inf limit Displacement m HBF signal BF signal NAW sup limit NAW inf limit Susp cyl elongation 10 20 25 20 Time s Time s Fig 78 Self leveling control soluzione HBF LBF azione del controllo di livello a seguito dell applicazione di un carico all anteriore secondo modalit di carico e successivo scarico 1200 kg azione del controllo di kg 5 4 Controllo anti impatto Anti bang control Durante il ciclo di vita di un mezzo off highway sono frequenti eventi di urto dei finecorsa meccanici delle sospensioni L
103. er sistemi primari che secondari Minimo comune denominatore la presenza di cilindri ed accumulatori idraulici accoppiati ad un apposita unit di controllo in grado di gestire il sistema in presenza di pi segnali di ingresso come mostrato in Fig 22 Per quanto riguarda le soluzioni cinematiche proposte dai differenti costruttori di mezzi agricoli possibile consultare Panizzi 23 Hydraulical Input P Supply Pressure Z LS Load Sensi Electrical Interaction T Tork nsing P p Up and down level valves 3 M1415 Brake and pitsch valve b 4 VA ae Y S 1 a a Electrical Input E M 27 2 Cylinder Side opt CAN Bus ivi i M22 i i Side at ma DA Hydraulical Output Braking Signal Z Pressure Piston Side Level Signal ls Primi Linear Sensor R Pressure Rod Side l 0 20 mA Manual Locking Button Power Supply digital 12 Volt Time Controlled 12 Volt Fig 22 Schema delle connessioni per un sistema di sospensione di tipo idro pneumatico Negli ultimi anni la velocit ammissibile dei mezzi off highway aumentata fino a toccare gli 80 km h e le masse in gioco sono pi che raddoppiate con la conseguente necessit di garantire standard di sicurezza accettabili La necessit di migliorare le performance dinamiche del mezzo ovvero assicurare manovrabilit e stabilit dinamica del mezzo sta spingendo i produttori ad escludere l impiego di sistemi primari puramente passivi a favore d
104. er la taratura in linea dei set point della sospensione ai fini di operazioni di servizio e manutenzione del sistema Viene inoltre introdotta la funzionalit di bloccaggio della sospensione allo scopo di consentire la disabilitazione della stessa in differenti configurazioni estesa semi estesa chiusa e posizione arbitraria ovvero la regolazione dell altezza dell assale anteriore in modalit automatica o manuale La Macchina a Stati prevede inoltre apposite procedure di key off on per l abilitazione e la disabilitazione del sistema all avviamento ed arresto del mezzo L impiego di una Macchina a Stati permette una facile gestione delle differenti modalit operative allo scopo di assicurare standard di sicurezza accettabili Le differenti funzionalit di controllo sono abilitate a seconda della velocit di marcia del veicolo Fig 89 108 Conversione del controllo in una Macchina a Stati Finiti La funzione di levelling disabilitata per velocit inferiori ad 1 5 km h al fine di garantire eventuali operazioni di attrezzaggio del mezzo in condizioni di sicurezza Per motivi di stabilit dinamica il livellamento automatico viene escluso per velocit superiori a 35 km h Al manovratore permesso di inserire il lock della sospensione per velocit inferiori ad 1 5 km h Il lock viene automaticamente escluso al di sopra dei 15 km h il sistema entra quindi in modalit sospensione Allo scopo di garantire la funzi
105. eriore Fig 60 al fine di ottenere un compromesso tra i due obiettivi Fig 60 Schematizzazione del modello di beccheggio ai fini del controllo di scuotimento verticale e beccheggio del corpo sospeso La strategia semiattiva proposta denominata Mix strategy descritta in Eq 46 in accordo con il vincolo di passivit del damper fattori bj e bs rappresentano i coefficienti 26 Il modello caratterizzato da 3 gradi di libert presenta un solo attuatore per il controllo di due differenti variabili L impianto differisce in modo sostanziale da quanto proposto da Karnopp et al 19 82 Modello multi fisico di macchina agricola di smorzamento relativi ai moti di scuotimento verticale e beccheggio della massa sospesa definiscono quanto la strategia sia votata ai due obiettivi di controllo La misurazione in linea delle velocit verticale e di beccheggio del corpo sospeso viene eseguita attraverso i segnali di due accelerometri opportunamente integrati Fazio 1 ni biz b amp F lam t i C mix 1 wee if P iamo Woi 2 0 46 cil C nix 1 C min if E Va lt 0 Per quanto riguarda le leggi di controllo tipo Skyhook ed Hybrid stato affrontato il problema del posizionamento della sensoristica di controllo possibile assumere come accelerazione di feedback quella relativa al baricentro del corpo sospeso punto G di Fig 54 oppure alla cerniera superiore del cilindro sospensione punto F di Fig
106. ermo idraulico Servendosi del presente modello stata eseguita un indagine accurata delle strategie di controllo del damping proposte in letteratura allo scopo di selezionare la soluzione pi performante Le strategie di controllo del damping garantiscono in condizioni nominali di lavoro i requisiti di comfort di guida e manovrabilit del mezzo Come precedentemente Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty descritto nel caso dei mezzi off highway necessario far fronte ad un insieme pi ampio di requisiti di progetto secondo differenti condizioni operative del mezzo Sono state quindi sviluppate apposite funzionalit integrative al controllo del damping In particolare una strategia di levelling della sospensione un algoritmo per il controllo della dinamica di beccheggio un sistema di anti impatto dell attuatore idraulico ed uno schema adattativo in grado di preservare un rate di damping ottimale a fronte di consistenti variazioni delle condizioni operative Il sistema di controllo inoltre completato con procedure di calibrazione per la taratura in linea del set point del cilindro idraulico oltre a schemi di bloccaggio lock della sospensione Infine lo schema di controllo stato tradotto in una Macchina a Stati Finiti ovvero in forma utile per le successive fasi di Rapid Prototyping e di generazione del codice per la centralina di controllo sperimentale Tale attivit permette
107. essure adiabatic model Pressure isothermal model 2 Pressure accumulator model 18 i i i i i i i i i 0 240 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 Time s Time s Fig 58 Evoluzione temporale delle grandezze caratteristiche del modello termo idraulico di accumulatore Il modello termoidraulico stato ulteriormente perfezionato descrivendo il sistema tramite la temperatura del gas dell accumulatore e la temperatura dell unit idraulica olio circuito idraulico cilindro sospensione valvole Operando in modo analogo a quanto descritto per il modello del solo accumulatore possibile ottenere la seguente rappresentazione idr ve K proci Tg 7 Tiar Kg Ten Tiar EW gigi Ct Kg Ty T Kreg TnT p ace y T K aceia Tir Ta K accom Tom TIT Pg 7 i 45 V 0 V f dc dt Aoa Zup Zus nRT i P 1 VO Dove Tig rappresenta la temperatura dell unit idraulica Ki i coefficienti di scambio termico all interfaccia i j Waissi la potenza dissipata dal componente i esimo resistenze idrauliche delle valvole attrito dell assieme cilindro sospensione etc mentre Ciar Cacc sono rispettivamente le capacit termiche dell unit idraulica e dell accumulatore Il modello dei finecorsa meccanici del cilindro sospensione prevede una variazione dei coefficienti di rigidezza e smorzamento in funzione della deformazione di compenetrazione dei corpi Per quanto riguarda il bloccaggio l
108. est Fig 41 opportunamente strumentata stata allestita con prototipi di assali sospesi provvisti di sospensioni Regen e Double Acting Tabella 3 Tale attivit da considerarsi propedeutica ai fini dello sviluppo di un nuovo prototipo di sospensione A tale scopo stato appositamente richiesto al fornitore l impiego di un sistema Regen con due valvole proporzionali poste in serie ai due gruppi di damping elementi 3 e 4 di Fig 57 al fine di valutarne l effetto di damping in funzione delle 12 Il sistema non provvisto dei gruppi di damping presenti invece nel sistema Regen 13 Per maggiori informazioni consultare l allegato informatico Test_mezzo_strumentato pdf 53 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty correnti di comando segnali di misura consistono nelle accelerazioni del corpo assale e del telaio l elongazione della sospensione le pressioni dei differenti nodi dei circuiti idraulici e la velocit del mezzo La forza di contatto pneumatico suolo stata stimata per mezzo di appositi estensimetri installati sul corpo assale Nel caso del sistema Double Acting sono stati inoltre acquisti il segnale di comando del freno e di cambiata up down in quanto utilizzati dalla centralina di controllo per la gestione del beccheggio qualora presenti il sistema sospensione viene disabilitato ovvero entra in condizioni di lock al fine di ridurre il moto di beccheg
109. exit D_1 0FF 2 spari ITRIGGER_LOCK lock_state OFF aa Li lower upperKTIMERTRIG_TRANS ACTIVE_ENABLED entry G ON transition ON exit ITRIGGER_ACTIVEI G OFF a Fig 95 Macchina a Stati Finiti supervisore e chamate a funzione Lo stato di calibrazione CALIBRATION_MODE esegue la taratura in linea del set point della sospensione ai fini di operazioni di manutenzione e o servizio Qualora il regime di velocit lo consenta la calibrazione attivata in risposta al comando dell operatore ovvero secondo opportune modalit sequenziali di selezione dei pulsanti presenti sul pannello di controllo In riferimento a Fig 96 la Macchina a Stati porta dapprima la sospensione in condizioni di finecorsa inferiore LOWER_PHASE la concretizzazione di suddetta condizione verificata mediante pi confronti consecutivi del segnale del 116 Conversione del controllo in una Macchina a Stati Finiti sensore angolare Memorizzato il valore del segnale corrispondente la sospensione viene estesa fino al punto morto superiore UPPER_PHASE tale condizione verificata in modo analogo al caso del finecorsa inferiore Vengono quindi calcolati i nuovi valori di calibrazione del sensore angolare Successivamente il sistema viene livellato fino al raggiungimento del set point LOWERING per poi passare allo stato di sospensione attiva Fig 95 pfter delay_cal cik abs v_1 v gt del
110. feedback quindi al calcolo dei segnali e dei parametri utili ai fini del controllo ovvero La velocit di marcia del mezzo La velocit di escursione del cilindro segnali HBF ed LBF per il controllo di levelling I limiti AIW modulati secondo la strategia anti impatto ed il fattore moltiplicativo B del fattore di damping Il coefficiente di smorzamento obiettivo desunto secondo le modalit esposte in Par 6 1 servendosi di uno schema adattativo in funzione delle condizioni di carico Il fattore di amplificazione del damping dovuto all ingresso del pedale dell acceleratore pitch control II segnale in Volt del sensore angolare necessario per la funzionalit di calibrazione La terza unit Transition and PWM current control Fig 92 provvede alla modulazione del coefficiente di damping obiettivo a seconda delle funzionalit abilitate dalla Macchina a Stati pitch control anti impact in funzione della velocit del cilindro idraulico e servendosi delle look up table delle caratteristiche stazionarie delle valvole vengono determinate le due correnti di comando lagapis 4 t A seconda di appositi comandi di abilitazione provenienti dalla Macchina a Stati vengono attivate le transizioni discusse nel paragrafo precedente La Macchina a Stati Finiti presenta una struttura complessa Fig 93 Tralasciando gli ingressi e le uscite del sistema interfacciati ai due macro blocchi sopra descritti
111. fficiente di damping obiettivo sembra offrire prestazioni piuttosto aderenti alla soluzione ottimizzata Purtroppo tale soluzione prevede un controllo in catena aperta propone quindi una scarsa reiezione a disturbi e variazioni dei parametri del processo es densit del fluido caratteristica della valvola Dall analisi consegue la presente considerazione attraverso due sensori di pressione possibile identificare la condizione di carico e da questa una curva di damping ottimizzata Questa pu costituire il riferimento del sistema di controllo in catena aperta inseguimento del Cobb accoppiato ad un sistema in feedback di pressione al fine di aumentare la reiezione di disturbi e variazioni parametriche 71 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Abs Magnitude dB 60 50 130 n oO T ideal damper passive Passive damper Pressure drop feedback Damping control Cobb F No damp cyl Abs Magnitude dB o oO Ideal optimal passive Passive damper Pressure drop feedback Damping control Cobo F damp N cyl 30 0 2 4 6 8 10 Frequency Hz 4 6 8 10 Frequency Hz Fig 52 R F del modello QCM tra profilo stradale ed accelerazione massa sospesa sinistra e forza dinamica di contatto pneumatico suolo destra secondo differenti strate
112. ficazione sperimentale delle funzioni di trasferimento tra profilo stradale ed accelerazioni dei corpi e l elongazione della sospensione Il presente test risulta utile per la valutazione delle performance del sistema in termini di comfort di viaggio manovrabilit e spazio di lavoro delle sospensioni Il test sperimentale della Macchina a Stati permette di verificare le funzionalit aggiuntive del controllo appositamente progettate per far fronte ai particolari requisiti del settore off highway 8 2 1 Verifica sperimentale di modi operativi della Macchina a Stati Vengono proposti i risultati dei test sperimentali dei modi operativi della Macchina a Stati Accensione del mezzo Fig 122 transitorio della stima adattativa del coefficiente di smorzamento possibile notare la correzione iniziale indotta dalla lettura di un esiguo valore del carico per cui il sistema provvede all aumento del damping al fine di compensare la scarsa rigidezza del sistema Regen Una volta che il segnale del filtro stimatore giunge al valore critico il coefficiente obiettivo si attesta al valore nominale 50 in fase di programmazione una sessione sperimentale mediante mezzo agricolo strumentato 148 Attivit sperimentale Transitorio dovuto al filtro di stima Pressione Pa 0 1 i i i i Theoretical optimal damping Corrected optimal damping 0 10 20 30 40 50 60 Tempo s Fig 122 Accensione del mezzo key sign
113. g 121 Schematizzazione della risposta temporale di una valvola proporzionale risultati mostrano una dispersione degli indici di performance Tabella 6 dovuta sia all ampiezza del gradino in corrente che alle condizioni di pressione alle porte della valvola le quali inducono delle forze idrodinamiche agenti sull elemento mobile test confermano le presunte carenze dei componenti proporzionali impiegati Propongono comunque indicazioni utili per la progettazione di nuovi prototipi idraulici attualmente in fase di sviluppo 4 Dati i limiti operativi del banco il presente test stato eseguito presso il fornitore della componentistica idraulica i dati sono presentati in forma parziale per motivi di riservatezza 147 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Step On Time Step Off Time Ato 90 St deviation Ato 90 St deviation 79 110 ms 2 20 ms 98 138 ms 4 14 ms Tabella 8 Indici temporali descriventi la risposta al gradino in corrente delle valvole proporzionali 8 2 Test sperimentale del controllo mediante prototipazione rapida Rapid Control Prototyping Le prestazioni del prototipo sistema idraulico e controllore sperimentale sono analizzate mediante prove sperimentali a banco servendosi degli strumenti di prototipazione rapida presentati nei paragrafi precedenti In modo analogo a quanto esposto nel Par 3 4 2 stata condotta l identi
114. g inferiore In altre parole il sistema esercita un azione di damping nel caso in cui sia richiesta la dissipazione di energia nulla in caso contrario 2 2 Cmax if Cay Ce Z Zus 2 0 17 C sky t C min if Z MZ E a lt 0 Applicando quanto esposto al modello descrivente il quarto di veicolo l accelerazione risulta significativamente ridotta rispetto al normale modello passivo Per frequenze nell intorno dei 20 Hz si nota invece un incremento delle accelerazioni subite dalla massa sospesa Per il sistema reale a causa di inevitabili non linearit e ritardi introdotti dall operazione di switching si osserva un ulteriore degrado delle prestazioni Secondo la strategia Continuosly Variable Damper CVD la variabile di controllo pu variare linearmente tra due limiti ben distinti Savaresi et al 30 C sky 1 Satie Cmax fn 0 Benn z Z Fa rae C nax s Da J e et 20 18 Zs Zus C nax s nu A C sky 1 C min if font aie AO ad lt 0 Zs Zus Il coefficiente a rappresenta un peso generalmente assunto pari a 0 5 in modo da dividere l effetto di damping equamente tra massa sospesa e corpo ruota In tal caso i 29 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty risultati ottenuti soddisfano quanto previsto dal modello Skyhook a patto che il coefficiente di smorzamento richiesto permanga nell intervallo ammesso 0 Cmax Il controllo Ac
115. ggio un sistema di anti impatto dell attuatore idraulico ed uno schema adattativo in grado di preservare un rate di damping ottimale a fronte di consistenti variazioni delle condizioni operative Il sistema di controllo inoltre completato con procedure di calibrazione per la taratura in linea dei set point della sospensione oltre a schemi di bloccaggio lock della sospensione Infine in accordo con il processo di sviluppo industriale del prodotto lo schema di controllo tradotto in una Macchina a Stati Finiti ovvero in forma utile per la successiva fase di generazione di codice embedded per la centralina di controllo elettronico Electronic Control Unit ECU La parte finale della tesi presenta lo sviluppo del prototipo industriale di sospensione composto da unit idraulica ed elettronica di controllo Il prototipo testato attraverso attivit sperimentale svolta a banco prova sospensioni servendosi di strumenti di prototipazione rapida del controllo per l esecuzione del codice in tempo reale L elaborato termina con l analisi dei risultati sperimentali le conclusioni ed i sviluppi futuri del lavoro svolto SUMMARY This work is focused on the development of controllable suspension systems for heavy duty vehicles in particular for agricultural tractors In this field the research activity is not complete as confirmed by the lack of scientific literature and for the few examples of commercial application for this kind of
116. gie di attuazione comparativa delle differenti Servendosi di un generatore ideale di forza lo studio prosegue con un analisi strategie di approssimazione del controllo Skyhook Groundhook ed Hybrid L approssimazione CVD della strategia Skyhook mostra la propria efficacia in termini di accelerazione della massa sospesa mentre l elongazione della sospensione e la forza dinamica pneumatico suolo risultano meno performanti del sistema passivo al di sopra dei 4 Hz Al contrario le approssimazioni TSD ed ADD offrono performance comparabili alla soluzione passiva in termini di comfort le prestazioni di manovrabilit e spazio di lavoro della sospensione risultano invece migliori L adozione della strategia Groundhook comporta un aumento dell accelerazione della massa sospesa stabilizza invece la massa non sospesa garantendo migliori performance di manovrabilit ed elongazione della sospensione per frequenze maggiori di 3 Hz Come atteso le strategie Hybrid offrono un compromesso tra le logiche Skyhook e Groundhook Vengono inoltre analizzate le due differenti modalit di pilotaggio del damper per l implementazione delle logiche semi attive impiegate in letteratura il pilotaggio del coefficiente di smorzamento desiderato Cmin Cmaxl ed il controllo indiretto attraverso il comando della valvola in corrente lmin Imax L analisi termina con un confronto tra le prestazioni ottenute per mezzo di ammortizzatori pas
117. gio dovuto al trasferimento di carico Fig 41 Mezzo agricolo di test modello Pronar P6 180 hp attrezzato con aratro e front ballast Double Acting Regen Rod side Piston side Accumulator precharge bar 24 55 45 Accumulator capacity I 1 4 0 75 1 4 Rod piston diameters mm 70 85 45 65 Stroke mm 97 97 Susp opening interval deg 15 6 16 3 Tabella 3 Caratteristiche dei sistemi idraulici di sospensione Regen e Double Acting Lo studio finalizzato all analisi delle specifiche di comfort manovrabilita ed elongazione della sospensione per differenti configurazioni di carico Fig 42 e tipologie di ingresso stradale manovre Bump test secondo quanto definito dagli standard DLG il mezzo affronta a differenti velocita di crociera 5 10 e 15 km h un ostacolo trasversale di 54 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway dimensioni 180x100x3000 mm Per tale tipologia di test la soluzione Regen offre le migliori performance in termini di comfort manovrabilit ed elongazione della sospensione Fig 43 ad eccezione delle prove con mezzo attrezzato con aratro e ballast e velocit di crociera sostenuta 10 15 km h 1 Tractor Without Implements Front Wheels Weight Kg 4280 52 Rear Wheels Weight Kg 3900 45 8180 850 Ballast L1 Kg 720 2 Maximum Front Load Front Wheels Weight Kg 5290 61 Rear Wheels Weight Kg 3430 39 Trac
118. gnali di feedback in velocit necessari ai fini dell implementazione del controllo del damping Il controllo elabora opportunamente il segnale di comando ovvero il coefficiente di damping c t del damper controllato Zacc Road z profile QCM sl FILTERS z z uw Ng command SUSPENSION a CONTROLLER Fig 32 Architettura del controllo semi attivo Nel caso di profili stocastici i risultati delle simulazioni non mostrano un sostanziale miglioramento della specifica di comfort Le specifiche di maneggevolezza e spazio di lavoro della sospensione rispettano quanto previsto dalla trattazione teorica Una tale difformit imputabile alle forze di attrito agenti all interfaccia pistone cilindro sospensione nel caso di profili smooth l attrito comporta il bloccaggio dell attuatore impedendo la dissipazione di energia e quindi l azione di filtraggio delle vibrazioni trasmesse al conducente Nel caso dei profili deterministici le prestazioni delle soluzioni di controllo sono coerenti con la trattazione teorica Gli indici di performance confermano una riduzione dell accelerazione del corpo sospeso per le strategie Skyhook mentre la strategia Groundhook propone una riduzione dell accelerazione del corpo assale Come atteso le strategie Hybrid offrono una soluzione di compromesso tra gli algoritmi Skyhook e Groundhook Ai fini riassuntivi Tabella 1 mostra il potenziale di miglioramento
119. h USA pp 316 321 Campi M C Lecchini A and Savaresi S M 2003 An Application of Virtual Reference Feedback Tuning Method VRFT to a benchmark active suspension system European Journal of Control Vol 9 pp 66 76 Cole D J 2001 Fundamental Issues in Suspension Design for Heavy Road Vehicles Vehicle System Dynamics Vol 35 Numbers 4 5 pp 319 360 173 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 174 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 Cebon D 2000 Handbook of Vehicle Road Interaction Swets amp Zeitlinger Exton Pa USA Rogala J A 2002 Regenerative suspension for an off road vehicle Husco International Inc EP 1 188 587 A3 General Mechanical Engineering Standards Committee British Standard 1987 BS6841 Guide to Measurement and evaluation of human exposure to whole body mechanical vibration and repeated shock British Standard Genta G 1997 Motor Vehicle Dynamics Modeling and Simulation World Scientific Publishing Co Pte Ltd Toh Tuck Link Singapore Goncalves F D and Ahmadian M 2003 A hybrid control policy for semi active vehicle suspensions Shock and Vibration Vol 10 No 1 pp 59 69 Grott M 2006 Studio teorico e sperimentale di un banco prova per sospensioni Universit degli Studi di Trento Guarnieri A and Fabbri A 2002 Le ricerche sul comfort e sulla stabil
120. heavy duty gt 40 T T S i 35H THRESHOLD ae VELOCITY ta 30 a ee ee EE A 25 2 0 to Li 2 2 LEVELLING DISABLED gt O LEVELLING ENABLED 1100 1000 1 t Ta ati bi Aia ral 6 9007 i aa A TAAA TTE 800 20 25 30 35 40 45 50 55 60 Tempo s Fig 139 Test di abilitazione disabilitazione del levelling automatico per la velocit di soglia di 30 km h profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3H2 Cyl elongation Dynamic Fira N mm 25 26 Tempo s 24 Fig 140 Test di disinserimento manuale del lock mid profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz elongazione del cilindro sospensione e forza dinamica di contatto pneumatico suolo 160 Attivit sperimentale Sprung mass acceleration m s Unsprung mass acceleration m s 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 Tempo s Fig 141 Test di disinserimento manuale del lock mid profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz segnali di accelerazione della massa sospesa e non sospesa 8 2 2 Identificazione sperimentale della Risposta in Frequenza Viene proposto un confronto delle risposte frequenziali del sistema fra le seguenti soluzioni Sospensione passiva ovvero con valvole proporzionali pilotate con un valore costante di corrente pari a 850 mA caratteristica di damping di tipo progressivo Tale configurazione rappresenta una soluzione di compromesso tra i requisiti di comfort manovrabilit ed e
121. i dalla modalit di sospensione bloccata ed abilitata e viceversa dolce e sicura Garantire la massima sicurezza e l integrit dell impianto limitando le pressioni del circuito idraulico Gestire lo smorzamento del sistema in modo automatico ovvero secondo la scelta dell operatore assetto di comfort o di manovrabilit Prevedere la possibilit di scaricare le pressioni manualmente per servizio e o manutenzione Un interfaccia tra sistema e conducente in cabina tramite comandi semplici ed intuitivi gestiti dalla centralina di controllo Prevedere procedure di calibrazione del sistema e della sensoristica per servizio e o manutenzione Contenere i costi di sviluppo di impianto e di esercizio In riferimento al caso del mezzo agricolo necessario garantire i seguenti requisiti di carattere generale 60 Miglior sensibilit di guida su terreni accidentati Maggiore sicurezza alle alte velocit 50 60 km h su strada Mantenimento della luce a terra Incremento della motricit e direzionalit su strada e nelle fasi di lavorazione su terra Minori sollecitazioni della struttura e dei vari organi di trasmissione e di sterzo Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway Il cinematismo dell assale sospeso stato assegnato a priori il presente studio non considera quindi aspetti di progettazione puramente meccanici concentrandosi sulla progettazione dell apparato idraulico e del controllo
122. i di linearit risoluzione ed errori di calibrazione degli stessi con particolare riferimento alle approssimazioni introdotte dalla procedura di calibrazione automatica della sospensione Abbinati al rumore elettromagnetico sovrapposto al segnale del sensore dovuto alla modulazione PWM delle valvole possono indurre errori di stima della velocit del cilindro e quindi delle portate impiegate per l inseguimento della forza di damping Approssimazioni introdotte nel modello di valvola proporzionale con particolare riferimento alla descrizione della caratteristica stazionaria necessario valutare quanto tale caratteristica sia rappresentativa del comportamento reale della valvola al variare dei fattori ambientali temperatura e dei lotti di produzione ovvero la variabilit dovuta alla produzione in serie Nell ipotesi di moto turbolento la caduta di pressione indotta funzione della sola densit del fluido Al contrario della viscosit del fluido tale parametro risulta poco sensibile al fattore temperatura Considerando il range di temperatura a cui pu essere soggetto il fluido idraulico lecito prevedere un errore tra differenziale di pressione pilotato e reale nell ordine di qualche punto percentuale quindi ingegneristicamente accettabile Inoltre le valvole proporzionali agiscono idealmente come delle check valve in realt comportano un certo effetto di laminazione anche in caso di flusso inverso In ogni caso risulta trascura
123. i finecorsa 90 della semicorsa dell attuatore e frequenza pari a 0 25 Hz il segnale filtrato non deve eccedere la banda di inattivit Tale specifica garantisce l inattivita del sistema di levelling in caso di scuotimenti a bassa frequenza ed 96 Funzionalit addizionali del sistema di controllo ampiezza elevata ma con valor medio prossimo alla semiestensione della sospensione Servendosi di un segnale step avente ampiezza di poco superiore alla banda di attivazione disattivazione del controllo di levelling NAW il segnale filtrato deve eccedere la banda di inattivit entro 12 sec Tale specifica garantisce tempi di risposta del controllo di livello accettabili Servendosi di un segnale step avente ampiezza prossima alla condizione di finecorsa 90 della semicorsa dell attuatore il segnale filtrato deve eccedere la banda di inattivit entro 3 sec Tale specifica garantisce tempi di risposta del controllo di livello accettabili Le specifiche di progetto risultano tra loro in antitesi risulta quindi evidente che la banda passante del filtro rappresenta una soluzione di compromesso Un tale controllo presenta problematiche dovute al ritardo introdotto dal filtraggio del segnale di elongazione del cilindro sospensione il segnale filtrato oscilla tra limite inferiore e superiore della banda di inattivit con conseguenti attivazioni e disattivazioni del controllo di levelling Fig 75 0 03
124. i sospensioni controllate Rispetto alle soluzioni diffuse in ambito veicolistico 34 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway spesso focalizzate al solo controllo del damping necessario affrontare problematiche legate al controllo di beccheggio e frenata allo scopo di evitare impatti meccanici dovuti alla corsa limitata del sistema sospensione Appare quindi evidente che per soddisfare esigenze di comfort e manovrabilit del mezzo necessario garantire rispettivamente accelerazioni ed elongazioni della sospensione limitate aspetti tra loro contrastanti 3 2 sistemi di sospensione idro pneumatici per mezzi off highway Nel caso dei mezzi agricoli i sistemi di sospensione comunemente impiegati sono di tipo idro pneumatico Allo scopo di definire le interfacce del sistema ed i vincoli di design ad esse connesse lo studio presenta ed espone il funzionamento del tipico impianto idraulico per mezzi off highway In linea di principio il sistema idraulico di una macchina agricola costituito da un serbatoio carter della trasmissione e da una pompa che trasferisce lolio in pressione ad una serie di organi specifici Dopo l uso lolio viene raffreddato per mezzo di uno scambiatore e reindirizzato al serbatoio Il classico circuito idraulico per mezzi agricoli a centro aperto dotato di pompa ad ingranaggi a portata fissa e pressione variabile collegata direttamente al motore oppure in presa continua ad un
125. idezza equivalente della sospensione idraulica e curva di isteresi del cilindro sospensione La Risposta in Frequenza costituisce una rappresentazione completa e particolarmente utile anche a fini del controllo di un sistema dinamico Per mezzo di tecniche di identificazione sperimentale stata determinata la Risposta in Frequenza del banco prova per sospensioni A causa del comportamento non lineare della sospensione giochi meccanici fenomeni di attrito saturazione dell azionamento idraulico non possibile distinguere potenziali zone di risonanza ed antirisonanza tipiche di un sistema dinamico lineare del quarto ordine stata quindi identificata la risposta frequenziale tra la forza esercitata dall azionamento idraulico e lo spostamento verticale dell assale La presenza di fenomeni di attrito adesione tra le superfici in moto relativo e giochi meccanici ovvero zone morte inducono limiti per le componenti in bassa frequenza relative alla dinamica lenta del sistema Osservazioni di carattere sperimentale 42 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway propongono la cancellazione del doppio integratore della funzione di trasferimento teorica a favore di un pseudo integratore costituito da un filtro passa basso del secondo ordine Lo studio sperimentale propone una frequenza di risonanza pari a 4 3 Hz coerente con la frequenza di 4 2 Hz prevista dal modello multicorpo simbolico Fig 31
126. il sistema entra nello stato di standby portando la sospensione in condizioni di finecorsa Sempre dallo stato di sospensione attiva in seguito al comando dell operatore il sistema pu portarsi in stato di lock LOCK_CMD qualora il regime di velocit del mezzo lo consenta All interno di tale macro stato a seconda del regime di velocit la Macchina a Stati esegue delle transizioni tra modalit di lock LOCK e di sospensione attiva ACTIVE_ENABLED 115 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Ciascuna di queste due modalit viene eseguita attraverso delle chiamate a funzione Ciascuna transizione tra gli stati prevede apposite abilitazioni delle funzioni di modulazione presentate in Par 6 3 L impiego di chiamate a funzione permette di eseguire le medesime funzionalit in parti differenti della Macchina a Stati migliorando la leggibilit del codice Garantiscono inoltre un minor sforzo computazionale infatti la funzione viene attivata solo su chiamata attraverso un evento di trigger La soluzione alternativa ovvero l impiego di un normale macro stato comporterebbe la necessit da parte della carta della verifica delle transizioni associate ad ogni evento di clock KEY_ON TIMERTRIG_TRANS CALIBRATION_MODE KEY_OFF N ang_sens lt LA CENTRALINA DEVE ESSERE SOTTO CHIAVE ALTRIMENTI NON POSSO LOCK_CMD FARE IL KEY OFF LOCK _ entry G OFF lock_state ON
127. imento delle sospensioni all anteriore e posteriore Infatti nella maggior parte di casi il centro geometrico del veicolo non corrisponde al centro di gravit dello stesso Inoltre sospensioni anteriori e posteriori hanno sovente rigidezze differenti per diminuire gli effetti di variazione di carico sullo spazio di lavoro delle sospensioni Il vettore delle misure viene quindi tradotto in termini di scuotimento anteriore posteriore e rollio ZI Ta aN Z 2 02 0 1 1 14 0 t tt Zor Dove z e Z rappresentano gli spostamenti delle sospensioni anteriori e posteriori Le variabili di controllo vengono risolte secondo i nuovi modi e tradotte nei quattro ingressi di controllo delle sospensioni U a 1 0 Gy G u 1 0 Ga Gpl fr _ f f 0 15 Uy 0 1 G G Ug wr Uy 0 1 G G Ur rr wr 27 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 2 4 4 Controllo semi attivo approssimazioni Skyhook Groundhook ed Hybrid La progettazione del controllore per sospensioni semi attive tratta un problema non lineare con variabile di controllo asimmetrica ed attuatore passivo Infatti questa tipologia di sospensioni classificata come bi lineare alla quale la teoria dei controlli per sistemi lineari non pu essere applicata Savaresi et al 30 la linearizzazione del sistema attorno all equilibrio comporta l eliminazione della variabile di controllo La progettazio
128. ina Uppering valve signal 777 Q i i i E k Lowering valve signal 20 30 40 50 60 70 Tempo s Fig 131 Prova di lock down della sospensione profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz comandi di lock down lock any position up down e stato delle valvole di levelling li NE i i LOCK ANY POSITION BO i eb pu SIGNAL DOWN ON LOCK ANY POSITION i a 60 i SIGNAL UP OFF i 40 20 pi Cylinder elongation mm LOCK ANY POSITION SIGNAL DOWN OFF 260 pref pece i LOCK DOWN 80 LLOCK DOWN R Mestzesiazeansoni ssdaceseesdeces i SIGNAL ON 4 SIGNAL ON LOCK ANY POSITION i si SIGNAL UP ON a 20 30 40 50 60 70 Tempo s Fig 132 Prova di lock down della sospensione profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz elongazione del cilindro sospensione 154 Attivit sperimentale Modo operativo di levelling Fig 133 il mezzo esegue una manovra di trazione partendo da velocit nulla con sospensione parzialmente chiusa Superata la velocit di soglia in modo coerente con gli algoritmi di debouncing la Macchina a Stati provvede all azione di levelling 10 0 10 20 30 Cyl elongation mm Isteresi 1 5 Uppering valve signal l owering valve signal m Driving velocity km h 64 66 68 70 72 74 Tempo s5 Fig 133 Test di levelling della sospensione profilo stradale sinusoidale A 4mm f
129. inio operativo del damper controllato Tale regione definita dai limiti di potenza trasferibile dalla valvola proporzionale e dalle condizioni di cavitazione Fig 47 Lo studio considera differenti condizioni di carico e di estensione del cilindro sospensione x 10 i Susp force mean position 12 E AE EEEE i AGE SU Steal Susp force extension Susp force compression 10 SO Lei o Valve limits op conditions Cavitation limit eee msn pes SR ORO Z S i ROCCE S ose iam E SR LL 4 ROERO AGERE O ROC ERO RIEN DOO OO 2 EEEE Rieti O aac TT 800 600 400 200 0 200 400 600 800 Cylinder velocity mm s Fig 47 Campo operativo della sospensione carico statico massimo corrente valvola 60 Imax Nel progetto di sistemi intelligenti meccatronici necessario considerare l interazione tra sistemi di controllo e modelli di impianti meccanici idraulici elettronici ovvero sistemi multifisici Nel presente lavoro i modelli realizzati in ambiente Matlab sono validati servendosi di modelli di calibrazione sviluppati mediante il software di modellazione idraulica AMESim Tale attivit permette la riduzione dell insieme sistema di controllo e modello multi fisico control plant ad un unico ambiente di sviluppo In primo luogo stata validata l ipotesi semplificativa secondo la quale la dinamica idraulica del sistema trascurabile in quanto interessa range frequenziali maggiori rispet
130. integrato con algoritmi di debouncing ovvero filtri software anti rimbalzo anti bounce filter realizzati attraverso appositi contatori multirate system 6 3 Gestione delle transizioni tra gli stati del controllo Il progetto della Macchina a Stati deve garantire delle transizioni dolci e sicure tra le differenti modalit di funzionamento In particolare all accensione del mezzo e durante il passaggio dalla modalit di sospensione bloccata ed abilitata e viceversa soprattutto in condizioni di marcia sostenuta Fig 89 Infatti in modalit di sospensione bloccata le pressioni a lato stelo e pistone del cilindro possono differire in modo sostanziale in quanto le due camere risultano tra loro isolate Una transizione veloce della corrente di pilotaggio potrebbe comportare sobbalzi del mezzo eventi di impatto quindi discomfort oltre condizioni di pericolo e possibili danneggiamenti del sistema La Macchina a Stati gestisce tali transizioni secondo apposite modulazioni della corrente di pilotaggio PWM La modulazione di Fig 90 gestisce la transizione in corrente lirans all accensione del mezzo ed all uscita dallo stato di lock Il controllo mantiene la corrente di regime leg qualora il sistema non entri in modalit di sospensione attiva ovvero durante l azione di levelling automatico e manuale e di calibrazione Il valori di low ed lreg sono tali da garantire una transizione soft ed un valore minimo di damping del sistema Come mostra
131. ionalit aggiuntiva garantisce riduzioni consistenti dei moti di scuotimento verticale e di beccheggio del corpo sospeso Fig 71 nonch dell elongazione della sospensione Fig 73 Le accelerazioni del corpo mostrano inoltre transitori i pi veloci migliorando la specifica di comfort La riduzione delle sovra elongazioni e dei tempi di assestamento delle forze dinamiche di contatto di Fig 72 confermano una maggior trazione durante le manovre di inversione CVD i i i cvp CVD pitch control i i 75 aR s CVvDpitchcontrol panne eee Hee w S T i N Pitch acceleration deg Dynamic tire force rear N 40 5 5 5 20 Wa 30 i i i fi fi 8 10 12 14 16 18 20 10 T T T T T T T CyD i CVD pitch control Pitch angle deg Dynamic tire force front N A i i i i i i i 8 10 12 14 16 18 20 Time s Fig 71 Pitch control prova di inversione del Fig 72 Pitch control prova di inversione del moto accelerazione ed angolo di beccheggio moto forze dinamiche di contatto degli del corpo sospeso trattore equipaggiato con pneumatici anteriori e posteriori trattore aratro e ballast anteriore equipaggiato con aratro e ballast anteriore 94 Funzionalit addizionali del sistema di controllo Suspension cylinder elongation m i i
132. ione del x circuito idraulico della sospensione rilevata per mezzo di un trasduttore ad effetto piezoelettrico Fig 110 Technical Characteristic Pressure range 0 350 bar Overpressure 1500 bar Accuracy FS lt 0 5 bar Thermal shift 0 70 0 015 bar Response time 10 90 FS lt 1 ms Output signal 0 10 V Supply voltage V DC 18 33 Vdc Load resistance RL gt 10 kQ Load resistance influence lt 0 1 FS bar Fig 110 Trasduttore di pressione STS ATM 8370 caratteristiche tecniche Il controllo semiattivo della sospensione impiega due servo accelerometri montati sul corpo assale e sulla traversa del banco prova Fig 111 Technical Characteristic Bandwidth 3dB 100 Hz Input Range 5 0 g Axis Misalignment max 1 Full Range Output FRO 5 0 V Resolution threshold 10ug Nonlinearity Y FRO 0 10 Inp Voltage 12 to 18 Vdc Nominal Scale Factor 1 0 V g Inp Current nominal 10 0 mA Bias maximum 0 010 g Out Impedance 5 0kQ Bias Temp Sensitivity 100 pg C Noise rms max 5 0 mV Scale Factor Temp Sensitivity maxi 200 PPM Fig 111 Servo accelerometro LSBC 1 Jewell Instruments caratteristiche tecniche x L elongazione del cilindro sospensione rilevata per mezzo di un sensore angolare Fig 112 montato di serie in corrispondenza della cerniera che collega l articolazione superiore della sospensione all assale Il principio di misurazione senza conta
133. it delle trattrici agricole Atti del Convegno Associazione Italiana di Ingegneria Agraria AIIA La sicurezza delle macchine agricole e degli impianti agro industriali Settembre 11 15 Alghero Italy Hayase T Ishizawa K Hayashi S and limura 1l 2002 Hydraulic Servo System With Mechanically Adjustable Compliance Journal of Dynamic Systems Measurement and Control Vol 124 No 1 pp 168 175 Hong K S Sohn H C and Hedrick J K 2002 Modified Skyhook Control of Semi Active Suspensions A New Model Gain Scheduling and Hardware in the Loop Tuning Journal of Dynamic Systems Measurement and Control Vol 124 No 1 pp 158 167 International Organization for Standardization 2005 SO 2631 Mechanical vibration and shock Evaluation of human exposure to whole body vibration International standard Karnopp D Crosby M J and Harwood R A 1974 Vibration Control Using Semi Active Force generators Journal of Engineering for Industry Vol 96 No 2 pp 619 626 Kawabe T Isobe O Watanabe Y Hanba S and Miyasato Y 1998 New semi active suspension controller design using quasi linearization and frequency shaping Control Engineering Practice Vol 6 No 10 pp 1183 1191 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 Bibliografia Koo J K Ahmadian M Setareh M and Murray T 2004 In search of suitable control methods for semi active tuned vibrati
134. ito off highway lo sviluppo di prototipi di componentistica idraulica risulta spesso economicamente non conveniente a causa dei volumi di produzione ridotti e della particolarit dell applicazione in termini di portate e pressioni di esercizio Non vi quindi disponibilit da parte dei fornitori nello sviluppo di nuovi prototipi a meno della sottoscrizione di vincoli commerciali ed un evidente convenienza in termini prestazionali ed industriali AI fine di contrarre i tempi di sviluppo del sistema e rendere il processo meno sensibile a tali aspetti di natura commerciale stato sviluppato un modello multibody numerico MSC ADAMS Fig 34 del banco prova per sospensioni calibrato attraverso attivit sperimentale Il sistema idraulico modellato mediante il toolbox Adams Hydraulic servendosi delle caratteristiche geometriche e dei dati sperimentali messi a disposizione dal fornitore del sistema di sospensione Il modello include le non 10 Per maggiori informazioni consultare l allegato informatico MTS_bench_documentation zip 46 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway linearit dovute sia alla cinematica del sistema che alla sospensione idro pneumatica tra cui i fenomeni di attrito e termici HYDRAULIC SUSP CYLINDER TIRE TIRE kuci Kt Cx SUSPENSION ARTICULATIONS FRONT AXLE actuaToRs 7 Fig 34 Particolare del modello multicorpo numerico descritto in am
135. ivazione del segnale di elongazione dello stesso 32 Una dinamica scadente delle valvole comporta un eccessiva riduzione dei limiti di attivazione del controllo anti bang Ci pu implicare una banda di lavoro della sospensione ridotta la sospensione potrebbe non operare correttamente in condizioni nominali con il relativo effetto di filtraggio su strada normale o dissestata a causa della continua attivazione del controllo anti bang 100 Funzionalit addizionali del sistema di controllo karive Veytlim Veyi Fig 81 Controllo anti impatto 1 Fattore di modulazione karive della finestra AIW la modulazione inattiva per velocit di guida inferiori a Vg es 5km h Al di sopra del valore limite di velocit vg2 es 40 km h le velocit di guida sono considerate iso critiche ai fini dell evento di impatto 2 Fattore B di amplificazione del coefficiente di damping funzione della velocit assoluta del cilindro sospensione Per velocit maggiori di Veyi_iim il coefficiente limitato superiormente al fine di evitare possibili saturazioni delle valvole proporzionali Il controllo stato testato secondo differenti leggi di applicazione del carico profili stradali velocit di guida e condizioni di carico del mezzo Fig 82 e Fig 83 mostrano le performance del controllo anti impatto per una simulazione di bump test secondo le condizioni operative pi proibitive La funzionalit aggiuntiva riduce in modo significativ
136. k a fronte di una maggiore complessit meccanica consegue un controllo molto pi accurato del movimento delle ruote ed un comportamento elastocinematico assai pi efficace 1 2 La progettazione di sistemi di sospensione requisiti funzionali e problematiche di progetto L attivit di progettazione di sistemi di sospensione in ambito veicolistico deve rispondere a richieste quali il comfort di viaggio la stabilit ed il controllo dinamico del mezzo garantendo al tempo stesso uno spazio di lavoro minimo Williams 33 Dato che il conducente percepisce una sensazione di comfort legata alle accelerazioni a cui soggetto per raggiungere il primo obiettivo necessario ridurre le vibrazioni verticali generate dalle irregolarit del profilo stradale nel range di frequenze tra 4 e 8 Hz human Introduzione body frequencies e quelle laterali nell intorno di 1 2 Hz Per quanto riguarda la maneggevolezza del veicolo essenziale assicurare il contatto pneumatico suolo in modo particolare nell intorno della frequenza di risonanza della massa non sospesa Inoltre la risposta del mezzo a sollecitazioni dinamiche comuni curva frenata accelerazione ecc strettamente legata al comportamento della sospensione Essa determina le forze verticali del pneumatico e quindi la possibilit di generare forze longitudinali il tutto si ripercuote in capacit di guida frenata e trazione Data la forte correlazione tra forze verticali latera
137. k_state ON exit lock_state OFF level up ONJTIMERTRIG_TRANS level_down ON TIMERTRIG_TRANS 2 level_down OFF lev_med_filter lt stroke 2 delta_cal Be transition ON transition OFF i G OFF DOC level_down ON amp amp lev_med filter gt stroke 2 delta_cal TIMERTRIG_TRANS IC 1 lock_state OFF level_down ON amp amp E_1 lower TIMERTRIG_TRANS Fig 98 Macchina a Stati Finiti funzione di lock della sospensione particolare dello stato di Lock in any position 6 4 4 Funzione di sospensione attiva Fig 99 mostra la funzione di sospensione attiva composta da tre modi operativi indipendenti che possono essere contemporaneamente attivi al medesimo livello gerarchico In modalit di levelling il sistema qualora sia inizialmente in modalit standby STANDBY esegue un livellamento della sospensione LEV_UP LEV_DOWN in risposta al comando manuale dell operatore oppure in modalit automatica secondo i segnali di levelling filtri HBF LBF Il livellamento entra in azione con un preciso ritardo temporale LEV_UP_DELAY per permettere la completa apertura delle valvole proporzionali secondo una corrente tale da evitare brusche variazioni di velocit del cilindro durante l azione di livellamento Raggiunta la posizione desiderata oppure il set point della sospensione nel caso di levelling automatico la funzione di levelling torna alla modalit di standby Il livellament
138. l beccheggio manovra di frenata profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz modulazione delle correnti di pilotaggio delle valvole proporzionali 157 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty a H OG 5 on O 23 O LL D LL 2 4 a 5 o 2 2 5 Q 95 T E 5 Current 13 Current 4 35 40 45 50 55 60 65 70 75 Tempo s Fig 137 Test di funzionalit della strategia di controllo del beccheggio manovra di accelerazione profilo stradale sinusoidale A 4mm f 3Hz segnale filtrato della variazione della posizione del pedale dell acceleratore segnale ad onda quadra coefficiente moltiplicativo del damping associato e modulazione delle correnti di pilotaggio delle valvole proporzionali Abilitazione disabilitazione del modo operativo di lock in funzione della velocit di guida Fig 138 durante tale test il banco prova sottoposto ad un profilo sinusoidale avente semi ampiezza pari a 4 mm e frequenza 3 Hz L operatore esegue il comando di lock down il mezzo accelera sino ad eccedere la velocit di soglia di 15 km h Come atteso il lock della sospensione viene disabilitato dalla Macchina a Stati Il bloccaggio viene reinserito quando la velocit del mezzo scende al di sotto del valore di soglia Per motivi di sintesi non vengono mostrate le transizioni in corrente ed i ritardi temporali dell attivazione disattivazione del lock
139. l modello termo idraulico della sospensione viene brevemente anticipata la configurazione del prototipo presentato nella sezione 7 1 Le interfacce del sistema idraulico della sospensione con l unit idraulica del mezzo agricolo Fig 57 consistono in Bocca Porta P connette l impianto alla mandata della pompa Bocca Porta T connette l impianto al serbatoio Tank Bocca Porta LS connette l impianto ad un sensore di pressione Load Sense Fig 57 Schema idraulico del sistema di sospensione 1 Raise solenoid valve 3 way 2 position 2 Lowering solenoid valve 2 way normally closed 3 4 Lockout proportional solenoid valves 2 way normally closed 5 Raise orifice 6 Lowering orifice and check valve 7 Rebound damping unit 8 Compression damping unit 9 High pressure relief valve 10 Manual override 11 Hydraulic accumulator 77 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty In modalit di sospensione attiva valvole proporzionali 3 e 4 energizzate la pressione del sistema bilancia il carico esterno applicato al cilindro idraulico Il sistema pu inoltre essere provvisto di due gruppi di damping 7 e 8 agenti rispettivamente in fase di elongazione e compressione del cilindro idraulico Il sistema di levelling valvole 1 2 5 6 e porte pompa P serbatoio T e Load Sense LS compensa le deflessioni statiche della sospensione indotte dalle variazioni del carico e
140. li ed area di contatto all interfaccia pneumatico suolo inoltre necessario limitare i carichi dinamici agenti sul gruppo ruota rispettando i vincoli spaziali imposti Lo sviluppo di un sistema di sospensione ovvero delle logiche di controllo nel caso di sospensioni controllate deve far fronte ad un problema multiobiettivo Infatti i requisiti di progetto finora presentati risultano tra loro contrastanti Basti pensare al semplice parametro di rigidezza elevato nel caso in cui sia richiesto un assetto sportivo esiguo per soddisfare il comfort di guida Inoltre sospensioni particolarmente rigide comportano minori variazioni sia dell altezza del veicolo rispetto a carichi statici che dell elongazione delle sospensioni in frenata curva ed accelerazione Allo scopo di comprendere al meglio le problematiche connesse all attivit di progettazione di un sistema di sospensione e dei relativi controlli viene introdotto il modello di analisi dinamica Quarter Car Model Fig 1 Si tratta di un semplice sistema a due gradi di libert descrivente la dinamica verticale del veicolo Il corpo sospeso M sprung mass pari ad un quarto della massa del veicolo costituito dagli elementi supportati dalla sospensione telaio componenti del veicolo passeggeri mentre la massa non sospesa m unsprung mass composta dai corpi pneumatico cerchio freni articolazioni ecc Gli ingressi del sistema sono rappresentati dal profilo stradale disturb
141. longazione della sospensione ed attualmente adottata per un mezzo agricolo dotato del medesimo assale di cui provvisto il sistema oggetto di studio Sospensione passiva ovvero con valvole proporzionali pilotate con un valore costante di corrente pari a 550 mA caratteristica di damping di tipo progressivo Tale configurazione proposta dal fornitore del sistema idraulico allo scopo di garantire un maggior damping utile nel caso di carichi elevati applicati al posteriore del mezzo es configurazione con aratro e ballast L obiettivo 161 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty consiste nell evitare eventi di impatto dovuti alla maggior elongazione della sospensione a causa della limitata rigidezza della sospensione Sospensione passiva ovvero con valvole proporzionali pilotate con un valore costante di corrente pari a 1350 mA caratteristica di damping di tipo progressivo Tale configurazione non impiegata per i mezzi in commercio analizzata in quanto massimizza la specifica di comfort Par 3 8 La soluzione di controllo proposta dal presente studio ovvero l inseguimento della caratteristica di damping di Fig 88 Tale riferimento definito secondo uno schema adattativo del damping allo scopo di mantenere un rate di damping ottimale per la particolare condizione di carico comfort objective Un valore esiguo della corrente di pilotaggio stabilizza la massa non
142. ma la variabilit delle condizioni operative profilo stradale tipologia di manovra ed il carattere multiobiettivo del problema stesso non esistono dei criteri universalmente adottati per la valutazione delle performance dei sistemi di sospensione Molte case costruttrici adottano procedure e normative interne basate su uno storico di prove di natura sperimentale e di simulazione Esistono comunque approcci ritenuti ingegneristicamente validi Ad esempio nel caso di un profilo tipo ISO random possibile applicare i seguenti criteri in funzione delle differenti specifiche Comfort e La riduzione della trasmissibilita tra profilo stradale ed accelerazione della massa sospesa e La minimizzazione di indici di performance legati all accelerazione della massa Handling e La riduzione della trasmissibilit tra profilo stradale e forza dinamica di contatto pneumatico suolo e La minimizzazione di indici di performance legati alla forza dinamica di contatto pneumatico suolo Spazio di lavoro delle sospensioni e La riduzione della trasmissibilita tra profilo stradale ed elongazione della sospensione e La minimizzazione di indici di performance legati all elongazione della sospensione Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Requisiti energetici l isolazione delle vibrazioni richiede la dissipazione di energia con tecnologie passive semi attive o attive altres ne
143. ma permane in modalit di bloccaggio LOCKED A partire da tale condizione in risposta al segnale di levelling manuale dell operatore level up level down la sospensione pu essere bloccata in qualsiasi posizione arbitraria stato LOCK _ANY_POSITION vedi Fig 98 Le transizioni avvengono nel rispetto dei vincoli di velocit di Fig 89 e secondo le funzioni di modulazione delle correnti di pilotaggio delle valvole proporzionali lev_med_filter lt lev_low_lim 4 a e 3 o 23 lt Z lev_med_filter gt lev_up_lim L_MID ON amp amp E_1 lower 1 lev_med_filter lt lev_up im amp amp if lev_med_filter gt lev_low_lim n 927 L_MID ON amp amp INIT lev_med_filt lim lev_med_fiter gt lev_up_lim TIMERTRIG_YRANS lock_state ON exit lock_state OFF level_up ON amp amp E_1 lowerk TIMERTRIG_TRANS transition ON G OFF LOCK_ANY_POSITION wn ON amp amp x E_1 lower TIMERTRIG_TRANS Fig 97 Macchina a Stati Finiti funzione di lock della sospensione 118 Conversione del controllo in una Macchina a Stati Finiti LOCK_ANY_POSITION level_up ON amp amp _E_1 lower TIMERTRIG_TRANS LEV_UP entry D 1 ON level_up OFF lev_med_filter gt stroke 2 delta_cal D_2 OFF gt messi level_up ON amp amp lev_med filter lt stroke 2 delta_cal TIMERTRIG_TRANS transition OFF b 1 loc
144. matiche anti dive ed anti lift Durante manovre di trazione e decelerazione si verifica un trasferimento di carico tra avantreno e retrotreno del mezzo quindi una rotazione di beccheggio che alza la parte anteriore cabrata lift in inglese o la abbassa picchiata dive Fig 67 Tuttavia le forze longitudinali dovute alle ruote in trazione o frenata possono produrre un momento di beccheggio mediante un opportuna geometria delle sospensioni quindi possibile ridurre l effetto del trasferimento di carico Genta 12 Morelli 22 possibile definire la percentuale di azione antidive Fig 68 Eq 47 ovvero la percentuale di carico dinamico trasmesso alla sospensione esprime quindi quanto la sollecitazione sia trasferita alla molla idraulica e quanto agli elementi strutturali In riferimento a Fig 68 nel caso in cui il centro di istantanea rotazione della biella I C R stia al di sotto della cerniera biella corpo non sospeso la forza longitudinale produce un momento di chiusura della sospensione opposto all effetto di apertura dovuto al trasferimento di carico a fronte di un accelerazione positiva In modo analogo si ottiene una simile compensazione in caso di manovra di frenata Normalmente le variazioni di assetto di beccheggio in frenatura accelerazione non vengono compensate completamente per ragioni psicologiche una frenata senza variazioni di assetto non desiderabile ed oggettive una completa compensazione in frenatur
145. mentattore da laboratorio driver di potenza della valvola proporzionale valvola proporzionale con poppet elemento mobile a bagno d olio pinza amperometrica e dispositivo di acquisizione dati Il riferimento in tensione generato per mezzo della scheda multifunzione PCI 6024 e Current A Voltage reference V 0 0 5 1 1 5 2 2 5 3 3 6 4 4 5 5 Time s Fig 116 Tensione sinusoidale di riferimento 10 10V 1Hz e corrente di pilotaggio della valvola proporzionale tensione di alimentazione Vps 12V possibile notare il fenomeno di saturazione nell intorno dei 1500 mA corrente tale da comportare la completa apertura della valvola proporzionale 143 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Qutput Current A 0 20 40 60 80 100 Time s Fig 117 Corrente di pilotaggio della valvola proporzionale tensione di alimentazione Vps 12V in risposta ad una tensione di riferimento del driver di tipo sweep 8 1 2 Caratteristica stazionaria delle valvole proporzionali La caratteristica stazionaria della valvola stata determinata in via sperimentale servendosi del banco prova dedicato alla caratterizzazione di componenti idraulici Fig 114 Il banco stato provvisto del medesimo fluido idraulico del sistema sospensioni La modalit operativa adottata consiste nell acquisizione del differenziale di pressione variabile dipendente tra ingresso uscita del compo
146. mento repentino del damping qualora il sistema sia in condizioni potenziali di impatto Il controllo prevede una finestra di attivazione Anti Impact Window AIW Il comando alle valvole modulato in via indiretta a seconda dell energia e della probabilit di impatto Il maggior limite di tale funzionalit dovuto alle prestazioni dinamiche delle valvole proporzionali allo scopo di compensarne la dinamica i limiti della finestra di attivazione sono funzioni monotone decrescenti della velocit assoluta del cilindro Fig 80 23 Mech end 90 E stop i semi stroke E 45 8 ol semi stroke ko 45 amp semi stroke 2 6 90 i Mech end semi stroke stop 1 0 5 0 0 5 i Cyl velocity m s Fig 80 Controllo anti impatto finestra di attivazione AIW elongazione limite del cilindro sospensione per l attivazione della funzionalt di anti impatto Al di sopra di una velocit di soglia l evento di impatto considerato iso critico Il dominio di inattivit del controllo anti impatto viene ulteriormente modulato secondo un fattore Karive lt 1 funzione della velocit di guida del mezzo agricolo Fig 81 La violazione dei limiti della finestra AIW comporta un repentino aumento del damping attraverso il pilotaggio delle valvole Il coefficiente nominale di damping Cnom t amplificato tramite un fattore B Fig 81 dipendente dalla velocit assoluta del cilindro stimata attraverso pseudo der
147. mici e soprattutto coloro che ho dimenticato di nominare Matteo Trento Aprile 2010 INDICE PREMESSA 1 INTRODUZIONE cacare dedi nani en aaa ia ra 1 1 1 I sistemi di SOSpensione i 1 1 2 La progettazione di sistemi di sospensione requisiti funzionali e problematiche di progetto i 2 1 3 Presentazione dell attivita di ricerca 9 2 STATO DELIFARTE Sosa il ei 13 2 1 Descrizione del profilo stradale i 14 2 2 Valutazione delle performance 15 2 3 Aspetti costruttivi e tecnologici 18 2 3 1 Sospensioni adattative esere eene tsttre sir nsetr nsten tttnnnerrnnsrnnnnernnnnn 18 2 3 2 Sospensioni semi attive iii 19 2 3 2 1 Damper idraulici ed elettro magneto reologici n 19 2 3 3 Sospensioni attive iii 21 2 3 4 Caratteristica di damping lineare progressiva e regressiva 22 2 4 Controllo delle SOSDENSION cccceeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeeaeeseeaeeeeeaeeeseeeeeeeneeess 23 2 4 1 Progettazione del controllore LQR Linear Quadratic Regulator 23 2 4 2 Concetto di controllo SkyN00K i 25 2 4 3 Full vehicle control Controllo modale del veicolo 26 2 4 4 Controllo semi attivo approssimazioni Skyhook Groundhook ed Hybrid 28 2 4 5 Considerazioni relative al controllo di sistemi id
148. modellazione 40 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway L impiego dell approccio lagrangiano ha condotto ad un set di equazioni del moto differenziali algebriche Differential Algebraic Equations DAE opportunamente ridotto ad un sistema di equazioni differenziali ordinarie ODE attraverso una procedura di pseudo ortogonalizzazione della matrice jacobiana dei vincoli Grott 14 stata quindi condotta l analisi modale e di stabilit del sistema il calcolo degli autovalori ed autovettori associati e delle relative pulsazioni di risonanza in funzione di differenti configurazioni di linearizzazione Fig 29 Come atteso il sistema linearizzato presenta due autovalori complessi e coniugati aventi parte reale negativa ed altrettanti posti nell origine del piano complesso Questi sono riconducibili al grado di libert di rotazione del sistema attorno alla cerniera della traversa superiore a 25 4 L P20 38 F e Lig w wi r oR 2 pS fa E 34 Lo e E 32 H e 9 3 L 28 A E L E EA a a E DE E SL 2 ce SS NS SSA N A MER SS SO S SES S SO S S R R S Fo 07 075 08 0 85 09 0 4 03 02 0 1 0 z t m Re rad s Fig 29 Autovalori e pulsazioni naturali al variare della configurazione di linearizzazione 3 3 2 Attivit sperimentale calibrazione dei modelli dinamici ed identificazione della Risposta in Frequenza L attivit sperimentale finalizzata alla validazione del modello multic
149. mpo discreto in cui la velocit rate dei campioni di informazione pu variare da punto a punto L utilizzo di differenti frequenze di campionamento all interno dello stesso sistema offre numerosi vantaggi quali la minore complessit di calcolo la riduzione del rate di trasmissione e dei requisiti in termini di memoria necessaria Tale forma comunemente impiegata per modellare le logiche di controllo di sistemi dinamici In particolare risulta utile ai fini delle successive fasi di Rapid Prototyping e quindi di generazione del codice per la centralina di controllo sperimentale Permette inoltre di standardizzare l architettura del controllo rendendo gli algoritmi leggibili ed aumentandone la portabilit Tale aspetto fondamentale in quanto la produzione in serie dei sistemi di sospensione prevede un partner industriale per la fornitura e la programmazione delle centraline elettroniche di controllo 105 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 6 1 Il controllo del damping mediante valvole proporzionali L esposizione del funzionamento della macchina stati richiede dapprima una minima descrizione delle tecniche adottate per il pilotaggio del damping definite in funzione della particolare architettura idraulica della sospensione ovvero dei componenti proporzionali della stessa L impiego di un sistema di tipo rigenerativo motivato dalle considerazioni tecniche ed economiche esposte n
150. namica elettrica sistema driver e bobina La dinamica elettrica riconducibile al sistema driver di potenza e bobina della valvola proporzionale Si considera la risposta dinamica tra tensione di controllo inviata al driver e corrente di alimentazione del solenoide Fig 115 La stima della banda passante stata eseguita attraverso due distinte modalit Il sistema dapprima pilotato con riferimenti sinusoidali in tensione discretizzati secondo differenti frequenze Fig 116 Definiti i valori di ampiezza d onda del riferimento e tensione di alimentazione tali da non creare effetti di saturazione del driver il sistema stato eccitato per mezzo di un riferimento sweep con frequenza variabile in modo lineare tra 0 1 e 150 Hz Fig 117 In condizioni nominali la banda passante del sistema si attesta nell intorno dei 72 5 Hz 46 Il medesimo studio stato eseguito per le differenti valvole candidate alla realizzazione del prototipo risultati esposti si riferiscono all elemento impiegato nel prototipo di test finale 4 Ovvero driver alimentato con tensione Vps 12V e mantenendo i medesimi parametri di tuning del driver tempi di salita e discesa frequenza ed ampiezza di dither 100Hz e 2 5 Imax valori massimi e minimi della corrente Imin 250 MA ed Imax 2000 MA 142 Attivit sperimentale DISPOSITIVO DI ACQUSIZIONE LA Fig 115 Analsi sperimentale della dinamica elettrica apparato sperimentale ali
151. ndamentale Definita un applicazione in termini di processi cooperanti caratterizzati da vincoli di precedenza e specifiche temporali frequenza massima di esecuzione tempo massimo di elaborazione per ogni step e selezionata l architettura del sistema di elaborazione necessario individuare una strategia di esecuzione dei 137 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty processi che rispetti i vincoli imposti Un sistema operativo in tempo reale pu quindi essere descritto come un insieme di servizi di sistema messi a disposizione dello sviluppatore congiuntamente ad uno schedulatore di task flessibile e non dispendioso sia in termini di memoria che di velocit di esecuzione Un processo real time pu essere distinto secondo due sottogruppi Hard se la relativa deadline tempo massimo di risposta deve essere sempre rispettata Soft nel caso in cui la deadline possa essere disattesa in condizioni di temporaneo sovraccarico Si pu effettuare un ulteriore distinzione tra sistemi periodici con frequenza di esecuzione costante o aperiodici Oltre al determinismo e ad un tempo di latenza accettabile un RTOS deve avere altre caratteristiche Deve essere multithread e deve disporre di un meccanismo che permetta di assegnare una priorit ereditaria ad ogni thread generalmente la successione dei task da svolgere dettata da una gerarchia di priorit lo scheduler fa eseguire il pro
152. nducono un effetto di dithering a discapito i fenomeni di adesione meccanica tra i corpi in movimento relativo 3 8 Analisi sperimentale del sistema Regen secondo differenti correnti di pilotaggio delle valvole proporzionali Il presente studio prevede lo sviluppo di una sospensione controllata in grado di adattare le caratteristiche del sistema di sospensione alle differenti condizioni operative del mezzo A causa delle problematiche inerenti allo sviluppo di nuovi prototipi idraulici stato condotto un primo studio di fattibilit servendosi della componentistica proporzionale attualmente disponibile sul mercato stato deciso di adottare un architettura idraulica di tipo rigenerativo dotata di tecnologia proporzionale Tale scelta motivata da Risultati delle sessioni di test sperimentale comparativo Par 3 7 La soluzione rigenerativa garantisce minori ingombri e costi di impianto grazie alla presenza di un unico accumulatore idraulico A fronte della validazione sperimentale di un primo prototipo di sospensione di concezione Dana UniTN unit idraulica e controllo il fornitore del sistema Regen offre la propria disponibilit allo sviluppo di ulteriori prototipi di componentistica idraulica e tecnologie proporzionali Mediante test a banco sono state indicizzate le prestazioni della sospensione secondo differenti valori della corrente di pilotaggio delle valvole 1475 650 e 575 mA 58 Analisi teorica e
153. ne prova di bump v 10km h L accelerazione della massa non sospesa e la corrispondente forza di contatto anteriore mostrano oscillazioni con frequenza nell intorno dei 4 5 Hz frequenza naturale modo di beccheggio La soluzione CVD mostra prestazioni superiori alla strategia Mix riducendo i tempi di assestamento dei transitori oltre ai valori di picco delle accelerazioni verticali e di beccheggio del corpo sospeso dell elongazione della sospensione e delle forze 86 2 Sprung body pitch acceleration deg Modello multi fisico di macchina agricola dinamiche di contatto Rispetto alla soluzione passiva l approssimazione CVD migliora leggermente le performance del sistema soprattutto durante i primi istanti del transitorio ovvero nel lasso temporale in cui l ingresso bump applicato all avantreno Sprung body vertical acceleration m Dynamic tire force rear N Dynamic tire force front N 100 i i i i i i i 3 4 5 6 t 8 9 10 3 4 5 6 7 8 9 10 Time s Time s Fig 65 Accelerazione verticale e di beccheggio Fig 66 Forze dinamica di contatto pneumatico del corpo sospeso prova di bump v 10km h suolo degli pneumatici anteriori e posteriori si nota il distacco pneumatico suolo prova di bump v 10km h Le limitate prestazioni della strategia Mix sono dovute alla particolare legge di controllo la quale rappresenta una soluzi
154. ne del controllo deve in primo luogo considerare i limiti di passivit del sistema Consideriamo il caso dell applicazione del controllo Skyhook applicato al caso del damper semi attivo di Fig 21 Sensors Sprung mass Fig 21 Controllo semi attivo applicato al modello QCM Il vincolo di passivit c t 20 garantisce l applicazione della legge Skyhook nel solo caso in cui le velocit della massa sospesa e di elongazione della sospensione siano concordi L approssimazione che ne consegue consiste nel limitare il campo di esistenza della variabile di controllo nell intervallo 0 Cmaxl Fian C t Z 2 CyyZ Fy 20 gt i 4 20 a t 28 Stato dell arte Vengono esposte le strategie di controllo semi attivo impiegate nel presente lavoro di tesi Un analisi dettagliata dello stato dell arte del controllo attivo e semi attivo proposta da Biral et al 2 3 4 Campi et al 7 Goncalves amp Ahmadian 13 Hong et al 17 Karnopp et al 19 Kawabe et al 20 Koo et al 21 Savaresi et al 29 30 Williams 33 34 Nel caso Two State Damper TSD la variabile di controllo pu assumere due distinti valori attraverso un operazione di switch Allo scopo di simulare uno Skyhook damper viene impostato il livello superiore di smorzamento nel caso in cui la velocit attraverso lo smorzatore sia concorde alla velocit del corpo sospeso In caso contrario il sistema assume il rate di dampin
155. ne del controllo in una Macchina a Stati Finiti Nota la caratteristica stazionaria delle valvole e la velocit di estensione del cilindro sospensione per mezzo di apposite look up table il controllo invia alle bobine le correnti di comando l ed I tali da generare le cadute di pressione e quindi la forza di damping desiderate Fig 87 Pressure ADAPTIVE Fuamp on t sensor SCHEME Load cond ESTIMATOR Eq 51 Eq 54 STATIONARY CHARACTERISTIC t Cylinder PSEUDO qalt eil Arcs Ap Vo Slongation DERIVATOR Aroa Ap Vey Fig 87 Schema di pilotaggio del coefficiente di damping secondo la carattersitica stazionaria delle valvole Nel presente lavoro le valvole proporzionali pilotate secondo lo schema di Fig 87 seguono un valore di damping obiettivo cop t modulato secondo le differenti funzionalit integrative del controllo anti impatto schema adattativo del damping In particolare vengono trattate due differenti modalit Definizione del coefficiente di damping obiettivo cop t mediante inseguimento di una caratteristica di riferimento Fig 88 modulata opportunamente secondo gli schemi adattativi del damping ed i controlli di beccheggio ed anti impatto Definizione del coefficiente di damping obiettivo cop t secondo le strategie semi attive Skyhook Groundook ed Hybrid modulato opportunamente secondo gli schemi adattativi del damping ed i controlli di beccheggio ed anti impa
156. nente al variare della portata variabile indipendente in ingresso uscita secondo differenti correnti di pilotaggio Fig 114 Durante questa prova la dinamica del componente o dei componenti del banco che concorrono a realizzare il test non deve influenzare le grandezze misurate stata quindi operata una variazione molto lenta della variabile indipendente cio un acquisizione delle grandezze di interesse a transitorio estinto Fig 118 popone le curve sperimentali ottenute mediante le prove a banco La regolazione della valvola avviene per correnti comprese tra 835 e 1350 mA Per correnti 8 Shell Donax TA ATF fluid 144 Attivit sperimentale maggiori si osserva una saturazione della valvola Come atteso la caratteristica stazionaria non sfrutta l intero range di corrente con la conseguente riduzione della sensibilit della variabile di controllo Tale osservazione rappresenta inoltre una delle indicazioni date al fornitore per lo sviluppo dell attuale prototipo di valvola proporzionale 1500 mA 6 SV 1331 mA 5 SV 1232 mA SV 1128 mA 4 5V 1029 mA 4V 976 mA 3 75V 933 mA 3 SV 880 mA 3 25V Fig 118 Caratteristica stazionaria sperimentale della valvola proporzionale per differenti correnti di pilotaggio Opportune operazioni di fitting dei dati sperimentali hanno condotto alla costruzione delle look up table impiegate all interno del controllo e del modello multi fisico di macchina agric
157. nza di Dana Italia S p A per avermi concesso di svolgere l attivit di ricerca all interno dell azienda in collaborazione con il personale del Dipartimento di Ricerca e Sviluppo Ringrazio in particolar modo gli Ingegneri E Vincenti e R De Frenza per la disponibilit ed il valido supporto fornitomi attraverso discussioni consigli ed incoraggiamenti Non posso dimenticarmi del personale del Laboratorio Sperimentale soprattutto M Zenatti e M Povoli oltre all ingegnere A Cis con il quale ho condiviso buona parte del mio percorso sia accademico che aziendale Devo inoltre ricordare le persone con cui ho trascorso il mio tempo nel laboratorio di Meccatronica a partire dagli Ingegneri M Dalla Fontana R Antonello F Tondini F Setti F Zendri O A Daud F Chiaffoni R Piccoli G Degani F Giacomello M Paoletto e tutti coloro che hanno contribuito a rendere piacevole questa esperienza Ringrazio inoltre tutti i professori che hanno caratterizzato il mio percorso di studi per la competenza e l immancabile comprensione Esprimo la mia gratitudine alla mia famiglia per l affetto dimostrato e per avermi sempre sostenuto ed aiutato con continuit ogni giorno della mia vita Vorrei ricordare tutti i miei parenti e mia nonna Anna per tutta la stima riposta in me Desidero inoltre ringraziare la mia dolce Mila Il tuo amore e la tua voce sono stati la mia compagnia durante tutti questi anni di studio Infine ringrazio tutti gli a
158. o 139 8 ATTIVIT SPERIMENTALE L attivit sperimentale composta da tre macro attivit In primo luogo l allestimento del sistema sperimentale ovvero dei prototipi del sistema idraulico e di controllo presentati nel capitolo precedente Segue la caratterizzazione dei componenti idraulici mediante apposito banco idraulico Infine il prototipo testato attraverso attivit sperimentale svolta a banco prova sospensioni servendosi di strumenti di prototipazione rapida del controllo Rapid Control Prototyping RPC per l esecuzione di codice in tempo reale 141 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 8 1 Caratterizzazione sperimentale dei componenti idraulici Il pilotaggio del coefficiente di damping attraverso valvole proporzionali richiede un controllo provvisto di un modello della valvola il pi rappresentativo possibile del componente reale In particolare il damping viene pilotato per mezzo della caratteristica stazionaria della valvola Una tale descrizione delle valvole viene inoltre impiegata all interno del modello multi fisico di macchina agricola impiegato durante le simulazioni preliminari del controllo presentate nei paragrafi precedenti stata quindi eseguita una caratterizzazione sperimentale allo scopo di determinare le caratteristiche dinamiche e stazionarie dell azionamento costituito da convertitore elettronico di potenza e valvola proporzionale 5 8 1 1 Di
159. o e dall eventuale forza di controllo esercitata per mezzo di un attuatore o damper controllato A prova di quanto la sintonizzazione dei parametri della sospensione passiva non permetta di garantire tutte le specifiche assegnate possibile dimostrare che le funzioni di trasferimento di accelerazione elongazione delle sospensioni e deformata del pneumatico definite rispetto al profilo stradale sono legate tra loro Definita una di queste le altre ne conseguono direttamente Per quanto riguarda la scelta dei parametri di progetto f e di equazione 2 necessario optare per una soluzione in grado di offrire un compromesso tra Per ulteriori dettagli il lettore invitato a consultare le norme ISO 2631 e British Standard BS 6841 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty minimizzazione dello spazio di lavoro della sospensione e dell accelerazione della massa sospesa Fig 2 Mi c z z k z z 0 mz c 2 z k z Z k z k z ih f jfk frequenza di risonanza 22 M 9 c 2 JM JTM rapporto di smorzamento Fig 1 Quarter Car Model 0 016 Suspension Frequency f Hz 0 014 0 012 0 01 Disp m 0 008 0 006 0 004 0 7 0 8 0 9 1 1 1 1 2 1 3 1 4 Accn m s Fig 2 Variazione del valore R M S dell accelerazione del corpo e dell elongazione della sospensione al variare dei parametri fn e modello Quarter Car soggetto ad un ingresso
160. o l energia associata all evento di impatto il rapporto delle energie cinetiche in prossimit dell urto compreso tra 1 25 ed 1 20 Le risposte temporali del sistema mostrano tempi di assestamento ridotti con conseguenti benefici in termini di comfort manovrabilit ed elongazione della sospensione Fig 84 e Fig 85 0 05 ci 0 04 f Pif i E p 0 03b g 0 02 ko amp 0 01 Om a AR LA NN a e 0 01 o E 0 02 H 5 H H 3 0 03 L Anti impact ON B lis AIW sup limit 0 04 i AW inf limit i i i 1 Anti impact OFF 0 05 1 1 1 li T T I 2 3 4 5 6 7 8 9 10 Time s Fig 82 Controllo anti impatto bump test vehicle speed 15 km h trattore attrezzato con aratro e ballast elongazione del cilindro sospensione finestra AIW e particolare dell evento di impatto 101 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty o o oo O N A DO O Anti impact activation no active 0 active 1 Time s Fig 83 Controllo anti impatto bump test vehicle speed 15 km h trattore attrezzato con aratro e ballast stato del controllo anti impatto durante l evento di bump 4 T T T T T T T 0 15 T T T T I I I i i f f i i i i i i Anti impact OFF Anti impact ON ia E i i i 3 5 0 1 D E 2 0 q ff S i i i gt B 0
161. o di ritrazione avviene in modo del tutto analogo a meno della mancanza dell isteresi temporale Infatti durante tale fase le due valvole proporzionali agiscono come check valve Fig 57 permettendo il passaggio di portata senza effetti di laminazione significativi 119 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty slow_fiter lt lev_low_lim amp amp STANDBY entry D_1 0FF D_2 OFF level IN amp amp level_down OFF amp amp E_1 lower amp amp OFFSET_LEVELING OFF ang_sens lt stroke 2 delta_cal ang_sens gt stroke 2 delta_cal level_up OFF amp amp lev_fast_filter lev_low_lim lev_slow_filter gt lev_low_lim E_3 upper E_1 lower r gt lev_up_lim amp amp lev_slow_filter gt lev_up_lim amp amp amp amp E_1 upper level_down ON amp amp level_up OFF amp amp E_1 lower amp amp ang_sens gt stroke 2 delta_cal ang_sens lt stroke 2 delta_cal F amp amp lev_fast_filter lt lev_up_lim lev_slow_filter lt lev_up_lim X ci Os ANTI IMPACT dig_pitch_input ON amp amp 4 t ang_sens abll amp amp ON_a entry Ga ON ang_sens lt abul Pitch_gain lt PG_DIG NOMINAL_CONDITION entry Pitch_gain PG_ACC during Pitch_gain PG_ACC dig_pitch_input ON amp amp Gr i Pitch_gain lt PG_DIG _ ji 2 abs Pitch_gain PG_ACC lt Epsilon_pitch 1 7
162. o in condizioni di finecorsa il cilindro sospensione In tal caso stata impiegata la condizione di carico pi critica il mezzo stato quindi attrezzato con aratro e ballast anteriore La soluzione Double Acting offre le prestazioni migliori Tale risultato non dovuto al particolare sistema idraulico ma alla centralina di controllo la quale in risposta al segnale di cambiata disabilita temporaneamente il sistema sospensioni condizione di lock Frenata di panico il mezzo portato alla velocit massima di regime raggiunta la quale il pilota esegue una manovra di frenata di panico Fig 44 Durante tale test stata impiegata la medesima condizione di carico della manovra di Forward Reverse La soluzione Double Acting offre le prestazioni migliori grazie alla centralina di controllo la quale in risposta al segnale di frenata disabilita temporaneamente il sistema sospensioni condizione di lock Manovra di cornering il mezzo in condizioni nominali di carico compie una traiettoria circolare sino al raggiungimento della massima velocit sostenibile Fig 45 Per tale tipologia di test la soluzione Double Acting offre le prestazioni migliori grazie alla centralina di controllo la quale in risposta al segnale di cambiata disabilita temporaneamente il sistema sospensione 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 Fig 43 Apertura della sospensione bump test v 5 km h mezzo
163. o o elemento mobile della valvola 166 Attivit sperimentale secondo le strategie semiattive Al fornitore stato quindi espressamente richiesto di far fronte a tale problematica durante lo sviluppo del nuovo prototipo di valvola in particolare tramite l impiego di materiali a bassa densit tali da rendere l elemento mobile meno sensibile agli ingressi verticali e o alla gravit Una tale scelta progettuale comporterebbe inoltre un consistente miglioramento delle caratteristiche dinamiche delle valvole data la riduzione dell inerzia dei componenti mobili benefici della soluzione di inseguimento della caratteristica regressiva sono stati dimostrati in via sperimentale per frequenze maggiori di 3 Hz circa Fig 142 e Fig 145 Tale limite dovuto alla presenza di fenomeni di attrito enfatizzati inoltre dalla mancanza dell effetto di dither indotto dal motore del mezzo Data la modesta banda passante i componenti proporzionali impiegati risultano adatti per il controllo del damping per range frequenziali limitati ovvero fino a 4 Hz In tale intervallo gli attriti inibiscono l effetto filtrante della sospensione non permettendo quindi di validare in via sperimentale i benefici dovuti all impiego di una caratteristica regressiva del damping Infatti un damper regressivo comporta benefici in prossimit della risonanza della massa sospesa body frequency ovvero nell intorno dei 2 Hz come confermato dalle simulazioni al calcol
164. ock della sospensione a 80 Modello multi fisico di macchina agricola fronte dell applicazione di un carico esterno il modello reagisce con una variazione di pressione dettata dal modello di comprimibilita del fluido Nel presente lavoro il modello complessivo del sistema idraulico definito in ambiente Matlab Simulink per mezzo di una struttura modulare Il modello di Eq 45 integrato con i differenti elementi costituenti il circuito idraulico unit di levelling valvole proporzionali costituisce il modello di sospensione idraulica di Fig 57 Tale sistema idraulico inserito nel modello meccanico di beccheggio ed opportunamente interfacciato al sistema di controllo da luogo al modello multi fisico di macchina agricola Il modello presentato comprende gli effetti dissipativi ovvero le resistenze idrauliche dovute alla presenza di valvole orifizi ed i fenomeni di attrito agenti all interfaccia pistone cilindro Fig 59 definiti in funzione della pressione statica di esercizio secondo il modello di attrito sperimentale di Par 3 5 I I 1 gt gt i i Hi ai 0 011 e SR GSS i se e 1 0 005 ACTIVATION 1 6 Hz f 4 4 I h 7 r H i i i 3 Rod chamber volume cm 10005 purni a ausa cda 2 Il 01 poi ip See ae i i M ACTIVATION 1 95 Hz i i i i h i i 0 1 2 3 4 5 6 7 8 Time s Fig 59 Volume della camera lato stelo del cilindro id
165. ola Una migliore analisi sperimentale richiederebbe un banco con una maggior potenza installata al fine di estendere il dominio di caratterizzazione a portate e differenziali di pressione maggiori inoltre conveniente provvedere ad un opportuno controllo della temperatura del fluido idraulico infatti i limiti di saturazione del banco risultano pesantemente influenzati da tale fattore Il particolare andamento della curva di isteresi relativa alla corrente di pilotaggio di 880 mA Fig 119 dovuto a forze di natura idrodinamica Tali forze rendono altamente instabile l elemento mobile della valvola pur mantenendo la medesima portata in ingresso possibile comprendere il fenomeno considerando il caso dello spool cilindrico di Fig 120 In condizioni di parziale apertura e o chiusura della valvola vi una marcata differenza tra le aperture delle bocche ingresso e di uscita del flusso In 145 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty prossimit della vena contratta a causa dell aumento della velocit del fluido vi una diminuzione di pressione questo provoca una disomogeneit del campo di pressioni rispetto al capo opposto dello spool Si genera quindi una forza assiale che tende a portare in posizione di chiusura lo spool quindi un ulteriore restrizione della vena fluida la quale genera a sua volta un incremento della forza di chiusura dando cos luogo ad un fenomeno di instabilit
166. ola proporzionale ovvero un orifizio a sezione variabile interposto tra le due camere del cilindro Il coefficiente di smorzamento desiderato imposto in via indiretta attraverso l area equivalente dell orifizio Aeg l funzione della corrente di comando inviata alla bobina della valvola Data la mancanza di dati realistici per applicazioni agricole il modello di damper adotta dati disponibili a catalogo per valvole proporzionali impiegate in applicazioni off highway La risposta dinamica della valvola descritta attraverso un sistema composto dalla serie di un ritardo temporale time delay ed un filtro passa basso In Tabella 2 sono proposti gli indici di performance del sistema sospensioni quando il modello virtuale del banco dotato di soluzione semi attiva sottoposto a differenti profili stradali In modo coerente con la precedente analisi gli attriti inibiscono l azione filtrante della sospensione nel caso di ingressi smooth quali i profili stocastici Nel caso del profilo deterministico tipo rampa i gravosi effetti dovuti agli attriti risultano parzialmente ridotti Per quanto riguarda le prove di step i risultati sono parzialmente affetti dalla rigorosa descrizione del profilo in ingresso in realt il rotolamento dello pneumatico produce una considerevole azione filtrante del profilo stradale MAX RMS PERFORMANCE INDEX REDUCTION RMS INDEX ISO poor ISO average Ramp Step Sweep Body acc
167. ollo del damping opportunamente integrate con altre funzionalit di controllo ovvero una strategia di levelling della sospensione un algoritmo per il controllo della dinamica di beccheggio un sistema di anti impatto dell attuatore idraulico ed uno schema adattativo in grado di preservare un rate di damping ottimale a fronte di consistenti variazioni delle condizioni operative Il sistema di controllo inoltre completato con procedure di calibrazione per la taratura in linea dei set point della sospensione oltre a schemi di bloccaggio lock della sospensione Infine secondo il processo di sviluppo industriale del prodotto il controllo tradotto in una Macchina a Stati Finiti ovvero in forma utile per la successiva fase di generazione di codice per la centralina di controllo elettronico 169 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty La parte finale della tesi presenta lo sviluppo di un prototipo di sospensione composto rispettivamente da unit idraulica ed elettronica di controllo Il prototipo testato attraverso attivit sperimentale svolta a banco prova sospensioni servendosi di strumenti di prototipazione rapida del controllo per l esecuzione di codice in tempo reale In particolare viene testata la Macchina a Stati Finiti la quale rispetta le specifiche di progetto per la totalit dei modi operativi La soluzione proposta comporta inoltre benefici in termini di controllo del damping
168. on absorbers Journal of Vibration and Control Vol 10 No 2 pp 163 174 Morelli A 1999 Progetto dell autoveicolo CELID Torino Italy Panizzi D 2001 Studio analitico e numerico mediante simulazione con lti Sim 3 di sospensioni idropneumatiche per trattrici agricole Universit degli Studi di Modena e Reggio Emilia Pennestr E 2001 Dinamica tecnica e computazionale vol 1 Casa Editrice Ambrosiana Milano Italy Pennestr E 2002 Dinamica tecnica e computazionale vol 2 Casa Editrice Ambrosiana Milano Italy Previati G Gobbi M Mastinu G and Ribaldone M 2005 Sviluppo di Trattori Innovativi Atti del convegno Associazione Italiana per l Analisi delle Sollecitazioni AIAS 2005 September 14 17 Milano Italy Reimpell J Stoll H and Betzler J W 2001 The Automotive Chassis Engineering Principles Butterworth Heinemann Oxford UK Opdenbosch P 2003 Digital Hydraulic Actuator Control Using an Electro Hydraulic Poppet Valve EHPV Georgia Institute of Technology Savaresi S M Silani E and Bittanti S 2003 On Performance Evaluation Methods and Control Strategies for Semi Active Suspension Systems Proceedings of the 42nd IEEE Conference on Decision and Control December 2003 Maui Hawaii USA edit by IEEE pp 2264 2269 Savaresi S M Silani E and Bittanti S 2005 Acceleration driven damper ADD An Optimal Control Algorithm For Comfort Oriented Semiactive Suspensions
169. onalit di calibrazione la stessa abilitata per velocit inferiori ad 1 5 km h Tale vincolo inoltre dovuto a ragioni di sicurezza e di integrit dell impianto La funzionalit di livellamento manuale soggetta ai medesimi vincoli 1 5 km h ir CALIBRATION MANUAL LEVELLING LOCK MID DOWN ANY POSITION AUTOMATIC LEVELLING DAMPING CONTROL ADAPTIVE DAMPING ANTI IMPACT Fig 89 Dominio di esistenza delle differenti funzionalit di controllo La Macchina a Stati non reagisce istantaneamente alle transizioni tra i differenti regimi di velocit Infatti allo scopo di garantire standard di comfort e sicurezza necessario 3 Un ingresso accidentale durante la calibrazione del sistema potrebbe comportare danneggiamenti al sistema idraulico e meccanico 109 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty evitare possibili fenomeni di chattering del controllo qualora il segnale di velocit oscilli nell intorno dei valori di soglia di Fig 89 La necessit di un tale accorgimento pu essere motivata con il semplice esempio del continuo passaggio dalla modalit di lock a sospensione abilitata nell intorno dei 15 km h La soluzione proposta consiste nell abilitare il cambio di stato qualora il segnale di velocit permanga in modo continuativo per un intervallo temporale di 1 5 sec all interno della regione adiacente Il controllo viene quindi
170. one 3 5 Analisi sperimentale degli attriti in funzione della pressione statica di lavoro Le prove di caratterizzazione degli attriti descritte nei precedenti paragrafi conducono ad un modello Coulombiano In realt l entit degli stessi funzione sia della velocit del cilindro che delle pressioni agenti sulle facce del pistone a causa della deformazione degli elementi di tenuta Al fine di ottenere un modello di pi aderente al fenomeno reale stata eseguita un indagine sperimentale volta allo studio della dipendenza degli attriti dalla pressione di lavoro Le curve di isteresi di Fig 38 sono state ottenute precaricando la sospensione idraulica secondo differenti pressioni All aumentare della pressione statica di lavoro l entit della forza di attrito aumenta in modo pressoch lineare inoltre osservabile una variazione di pendenza dovuta all accumulatore idraulico il quale opera come una molla non lineare con rigidezza dipendente dalla pressione statica stata quindi introdotta una dipendenza del modello di attrito Coulombiano dal valore statico della pressione Eq 24 2 Fy ran 2 24 Vin Dove Fmod p rappresenta l ampiezza della componente d attrito modulata secondo la pressione dell accumulatore e vp la velocit di soglia superata la quale la forza d attrito risulta completamente sviluppata 51 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty P 0 b
171. one di compromesso tra controllo di scuotimento e di beccheggio Nel caso in cui le velocita di scuotimento e beccheggio siano concordi la forza di controllo Fyamp quindi l azione di damping potrebbero essere drasticamente ridotte Eq 46 con il conseguente degrado delle performance Tale condizione si presenta quando l ingresso bump agisce al retrotreno del mezzo Gli impatti del sistema sospensione durante la prova di bump mette alla luce la necessit di un controllo anti impatto realizzabile per mezzo di una valvola 28 In caso di prova bump la soluzione passiva ottimizzata rappresenta il target di riferimento 87 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty proporzionale In tale ottica l impiego di una sospensione passiva affiancata al controllo anti bang con valvola proporzionale perde di significato a favore di un controllo del damping di tipo semi attivo o adattativo dettato dall inevitabile presenza di componenti oleodinamici proporzionali In conclusione di questa fase preliminare di selezione di strategie di controllo del damping evince la superiorit della soluzione CVD L approssimazione lineare del concetto Skyhook offre una migliore prestazione di compromesso nella totalit dei casi analizzati per differenti tipologie di profilo stradale stocastico deterministico velocit di guida e condizioni operative di carico 4 3 4 Modello multi fisico soluzioni cine
172. ore In tal caso viene trascurata l elasticit della tubazione rigida l assorbimento dipende quindi dalla sola comprimibilit del fluido Vo Di V stat Pa Quup a Qua B 31 Equazioni delle portate al cilindro di A A I Giga 32 Qi A ni Zae Il sistema descritto pu essere ridotto attraverso semplici sostituzioni ad un set di nove equazioni espresse nelle variabili di stato del sistema lc X isus Xas Zs Nb T X4 Pi Xs 33 P2 X 6v Qiup X7 Qip Xss Pa Xo Il profilo stradale e la derivata prima dello stesso rappresentano le variabili di ingresso z u u 34 Di tale sistema sono state dedotte le matrici della rappresentazione di stato 1g Vostat Pgstat rappresentano pressione e volume del gas in condizioni statiche 19 Vo rapperesenta la capacit dell accumulatore 20 Per maggiori informazioni consultare l allegato informatico Report_ SAVAG pdf 68 Modello multi fisico di macchina agricola x Ax Bu y Cx Du Pa Servendosi di tale modello stata condotta un analisi parametrica delle frequenze naturali meccaniche del sistema frequenze proprie del modello meccanico wheel hop frequency e body frequency e delle differenti Risposte in Frequenza al variare di Pressione differenziale di linearizzazione ai capi della valvola per differenti correnti di pilotaggio Modulo di Bulk B del fluido l incremento di tale parametro
173. orpo nonch alla calibrazione del modello QCM necessario per la successiva analisi delle strategie di controllo del damping L adozione dell approccio lagrangiano con un numero sovrabbondante di coordinate cinematiche conduce ad un sistema DAE Pennestr 24 25 41 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty In primo luogo stato analizzato il sistema idraulico della sospensione in termini di rigidezza equivalente ed entit degli attriti Fig 30 Lo scarto tra la rigidezza sperimentale e quella prevista dal modello inferiore al 4 a conferma dell attendibilit del modello matematico assunto Il comportamento non lineare del sistema sospensione dovuto non solo alle caratteristiche dell unit idraulica una componente fondamentale riconducibile ai fenomeni di attrito imputabili allo strisciamento tra corpi meccanici ed elementi di tenuta dell insieme cilindro sospensione Una parziale caratterizzazione del fenomeno proposta dalle curve di isteresi del cilindro sospensione L entita dell attrito risulta circa pari al 20 della forza totale espressa dal cilindro sospensione possibile notare il fenomeno di stick slip dovuto agli elementi di tenuta del cilindro 27 T r i T Dati sperimentali 26 Fitting y 2 36 002 x 2 16 004 i L 1 0 5 10 15 20 25 0 1 2 3 4 Spostamento mm Spostamento mm Fig 30 Rig
174. ospeso Nel modello in esame il corpo assale ruote posteriore appartiene alla massa sospesa non vi sono quindi coppie di frenata trazione scaricate dall assale posteriore sulla massa sospesa si tratta di un azione interna invece necessario inserire la coppia di frenata trazione Cy trasmessa dal corpo sospeso assale anteriore al telaio Seguono le equazioni del moto del sistema ma R 1 P m m a m F F de 39 J d C y F a F p a R d R d 1 P m m a h Servendosi delle relazioni descritte sono state desunte le seguenti equazioni del moto Mis iu ms g P m T Mis a tg B i F T Fy m Z lic lt P m T Mis a tg 8 T F ele Fo J a _ m P m m a te B b a 40 F w a F a i mh z Mp Ry a x Una macchina agricola svolge spesso compiti che comportano la variazione delle propriet inerziali quali operazioni di carico e scarico applicazioni di equipaggiamenti 76 Modello multi fisico di macchina agricola agricoli etc Ne consegue la necessit di modellare un sistema tempo variante Il modello multicorpo provvede quindi all aggiornamento dei parametri e delle variabili inerzie masse posizione del baricentro della massa sospesa rigidezza sospensione pressione statica in modo coerente con le leggi di applicazione dei carichi e la configurazione degli stessi 4 3 1 Descrizione dell unit idraulica della sospensione Allo scopo di introdurre i
175. otipi di valvole proporzionali da parte del fornitore Quindi i componenti impiegati presentano caratteristiche dinamiche ed una caratteristica stazionaria non ottimali per l applicazione oggetto di studio Al momento attuale grazie alla sottoscrizione di un contratto commerciale e di collaborazione industriale in fase di sviluppo un secondo sistema idraulico dotato di prototipi di valvole proporzionali recentemente sviluppati dal fornitore La restante componentistica del prototipo idraulico stata scelta a seguito di un confronto con il fornitore del sistema Per ovvi motivi di riservatezza non possibile descrivere nel dettaglio le differenti parti del sistema di Fig 57 Viene quindi proposta una breve sintesi del processo di dimensionamento senza riportare dati significativi relativi alla componentistica impiegata 7 1 1 Dimensionamento del sistema accumulatore e cilindro idraulico Nel caso di una sospensione idropneumatica il ruolo principale dell accumulatore consiste nell accumulo di energia potenziale elastica opera cio in modo analogo ad una molla meccanica La presente applicazione impiega un accumulatore a diaframma caratterizzato da una membrana in gomma sintetica ad elevata flessibilit Esso viene precaricato in assenza di connessione col circuito dell olio con un gas ad una data pressione po occupando quasi tutto il volume dell accumulatore Durante i tempi morti del ciclo il liquido proveniente dal circui
176. plicazioni quali il controllo idraulico dell innesto di tutte le marce del cambio di velocit trasmissione Power Shift o il controllo della regolazione dell attacco a tre punti Il mercato dei mezzi off highway offre due principali tipologie di sospensione idropneumatiche per sistemi primari commercialmente diffuse come Regen e Double Acting Di tali sistemi sono state desunte le caratteristiche elastiche ovvero l andamento di rigidezza e frequenza di risonanza in funzione del carico statico La soluzione Regen Fig 24 consiste in un cilindro idraulico le cui camere sono connesse ad un unico 36 Analisi teorica e sperimentale di sospensioni per mezzi off highway accumulatore il quale provvede ad una riserva di fluido idraulico oltre al contributo elastico Rogala 10 L azione di damping dovuta ad orifizi calibrati i quali creano un differenziale di pressione dipendente dalla velocit di escursione del cilindro idraulico La dipendenza dalle condizioni di carico comporta rigidezze e pulsazioni esigue nel caso di carichi ridotti vale il contrario in condizioni di carico considerevoli Static force Fstat 1000 7 4 0 Rod Area Aroa il lt crors hors sli rortincpsstho tasks w a alle 400 nni En licia Stiffness N mm N o Eigen frequency Hz tatic pressure Psia 200 2 HH pO Stiffness F Eigen frequency I 0 r r r 0 0 5000 15000 25000 35000 45000 St
177. ppo di opportune funzionalit di controllo allo scopo di soddisfare l intero set di requisiti e compensare le limitate performance dei componenti proporzionali low cost impiegati per il controllo del damping Lo studio parte integrante di una collaborazione tra l azienda Dana Italia S p A e l Universit degli Studi di Trento Lo scopo di tale cooperazione consiste nell acquisizione di competenze riguardo il controllo dell assetto del veicolo A tal fine stato messo a punto un sistema di simulazione e sperimentale finalizzato all indagine di sistemi di sospensione primari ed allo sviluppo di nuovi algoritmi di controllo Nel presente studio lo sviluppo dei sistemi di sospensione e dei relativi algoritmi di controllo segue l approccio del Model Based Design MBD Fig 6 Rispetto i normali mezzi la necessit di provvedere ad una funzione di auto livellamento della sospensione rende ulteriormente svantaggioso dal punto di vista economico l impiego di fluidi ER MR Ci dovuto alla necessita dell impiego di componentistica idraulica valvole pompe limitarci di pressione appositamente progettata 3 Per maggiori informazioni consultare l allegato informatico MBD pdf Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty PLANT LINEAR MODEL STATEO OF THE ART ANALYSIS THEORETICAL ANALYSIS amp EXPERIMENTAL CHARACTERIZATION OF COMMERCIAL SOLUTI IDENTIFICATION
178. prova sweep ovvero per frequenze di eccitazione elevate Multibody 15 model F R wo D d Suspension force kN amp Abs Magnitude dB deg mm EIA are a a 1 n a 10 i i 3 2 1 0 1 2 3 Angular sensor degrees Frequency Hz 10 Fig 36 Curve di isteresi per differenti Fig 37 Confronto tra Risposta in Frequenza spostamenti profilo triangolare del cilindro sperimentale e numerica profilo stradale idraulico elongazione della sospensione 3 4 3 Controllo semi attivo del damping mediante co simulazione Matlab Adams L analisi comparativa tra la soluzione passiva caratterizzata sperimentalmente e le strategie semi attive di controllo del damping svolta attraverso co simulazione in ambienti Matlab Adams Tale tecnica permette di simulare il sistema di controllo Simulink accoppiato al modello meccanico ed idraulico del prototipo di test Adams Architettura del controllo quindi segnali di misura e i filtri di stima dei segnali di controllo sono i medesimi di quanto esposto nel paragrafo 3 3 3 A differenza della precedente analisi non viene impiegato il modello QCM ma il modello numerico multi fisico del banco prova sospensioni testato ed identificato per via sperimentale Il modello di circuito 49 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty idraulico della sospensione passiva integrato con una valv
179. quindi modulati a seconda della direzione di ingresso delle vibrazioni e delle parti del corpo interessate Fig 8 Vengono brevemente esposti gli indici di performance comunemente impiegati RMS Root Mean Square parametro che indica il contenuto energetico del segnale Viene calcolato sull intera storia temporale registrata 16 Stato dell arte 2 1 1 2 10 10 10 10 10 Frequency Hz Fig 8 Filtro di modulazione dell accelerazione verticale della massa sospesa BS6841 APC Average Power Contents parametro che indica la potenza media del segnale nella banda di frequenza di interesse Questo parametro permette di valutare le performance di interesse Ad esempio per quanto riguarda il comfort percepito la sensibilit umana alle vibrazioni dipende a parit di livello energetico dalla frequenza di eccitazione RMSF RMS del segnale filtrato un parametro che indica il contenuto energetico del segnale x t filtrato utilizzando gli appositi filtri previsti dalle norme BS6841 e ISO 2631 1 Questo parametro utile ai fini della valutazione del comfort percepito poich la sensibilit umana alle vibrazioni dipende a parit di livello energetico dalla frequenza di eccitazione dalla sua direzione e dalle parti del corpo interessate 4 Tale parametro calcolato servendosi di una stima della Power Spectral Density del segnale di interesse Par maggiori informazioni consultare i file
180. raulici eeen 31 3 ANALISI TEORICA E SPERIMENTALE DI SOSPENSIONI PER MEZZI OFF HIGHWAY ac Annales eae ae eta e iau cre dii 33 3 1 MOGUO S irta ina ina era lana lla 34 3 2 sistemi di sospensione idro pneumatici per mezzi off highway 35 3 3 Modellazione identificazione sperimentale e controllo mediante Banco prova sospensioni GEen 1 38 3 3 1 Modello multibody simbolico del banco prova ii 40 3 3 2 Attivit sperimentale calibrazione dei modelli dinamici ed identificazione della Risposta in Frequenza iii 41 3 3 3 Analisi di strategie semi attive per il controllo del damping 43 3 4 Modellazione identificazione sperimentale e controllo mediante banco prova sospensioni Gen 2 45 3 4 1 Modello multibody numerico del banco prova i 46 3 4 2 Identificazione sperimentale della Risposta in Frequenza e calibrazione del modello NUMEFICO eee eeeeeeeececeeeee cee eeeeeeee eee eaeaaaeeaaeaaeeaeeeeeeeeeeeeeeeeeetees 47 3 4 3 Controllo semi attivo del damping mediante co simulazione Matlab Adams49 3 5 Analisi sperimentale degli attriti in funzione della pressione statica di lavoro51 3 6 Analisi sperimentale comparativa delle soluzioni Regen e Double Acting mediante prove a banco 52 3 7 Analisi sperimentale comparativa delle soluzioni Regen e Double Acting mediante mezzo agricolo strumentato 53 3
181. raulico per tre differenti valori di attrito A limitato B nominale C elevato modello di beccheggio sottoposto ad un ingresso tipo sweep Si nota come l attrito provochi il bloccaggio del moto relativo della sospensione per range di frequenza limitati 24 Secondo la definizione di modulo di Bulk B la variazione di pressione Ap funzione della variazione di volume AV V B Ap AV P y 5 Per motivi di sintesi la descrizione del modello idraulico presentata in Appendice A 81 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 4 3 3 Modello multi fisico controllo semi attivo del damping L azione di un classico isolatore passivo funzione di variabili locali quali posizioni velocit ed accelerazioni Un damper controllato pu essere pilotato affinch reagisca a variabili remote rispetto alla posizione del damper stesso possibile impiegare sensori inerziali per misurare le accelerazioni di scuotimento e beccheggio e comandare il damper al fine di smorzare i relativi moti del corpo sospeso Nel caso di mezzi dotati di sospensioni sia all avantreno che al retrotreno possibile gestire in modo indipendente i rapporti di smorzamento e le risonanze relative ai modi di scuotimento verticale e beccheggio Per il particolare caso di studio necessario eseguire il controllo sia del moto di beccheggio che di scuotimento verticale della massa sospesa tramite la sola sospensione ant
182. rimibilit del fluido modulo di Bulk B ed all elasticita delle tubazioni coefficienti K4 e Kz e lunghezze delle tubazioni L ed L 66 Modello multi fisico di macchina agricola dt V dp Oo wy Qaa 5 Kb V dp Qi Qu a Kh i 26 coefficienti di assorbimento K e Kz dipendono da modulo di Young e geometria della tubazione lunghezza sezione e spessore della tubazione Il volume assorbito dalla tubazione a causa dell elasticit della stessa pu essere descritto secondo la legge Vaps k p L p inerzia del fluido in tal caso vengono considerate le tubazioni flessibili la lunghezza delle restanti tubazioni trascurabile Poo pi 2w out v 1 A dt a p p PL IQoy out v 2 A dt Conservazione della portata QW F O Q 28 Equazione della valvola proporzionale equazione dell orifizio linearizzata in funzione della caduta di pressione In tal caso const funzione della coppia caduta di pressione e corrente di comando della valvola Q const p Pies const gg 1 pe 69 App 17 Per maggiori informazioni consultare l allegato informatico Report_SAVAG pdf 67 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Equazione dell accumulatore ottenuta tramite linearizzazione della legge adiabatica del gas p Noa p estar Oi 30 Equazione dell assorbimento dell accumulat
183. rimo luogo stata condotta un analisi teorica e sperimentale dei sistemi di sospensione per mezzi off highway commercialmente diffusi Lo studio include lo sviluppo di modelli multicorpo calibrati e validati mediante i risultati dell attivit sperimentale Questa comprende l impiego di banchi prova per sospensioni e di un mezzo agricolo strumentato Seguono le simulazioni di differenti strategie di controllo del damping proposte in letteratura applicate al modello QCM di macchina agricola integrato con le non linearit del sistema caratterizzate durante l attivit sperimentale Tale fase preliminare permette di definire i requisiti funzionali di progetto secondo l approccio del MBD nonch l acquisizione di competenze e nozioni necessarie alla successiva progettazione di un prototipo di sospensione idro pneumatica con relativa unit di controllo elettronico La necessit di sviluppare nuovi schemi di controllo ha richiesto un modello rappresentativo sia della dinamica del mezzo che del sistema idraulico di attuazione Attualmente la letteratura del settore non propone tali descrizioni del sistema veicolo Un primo contributo della presente attivit consiste nello sviluppo di un modello multi fisico del mezzo comprensivo della dinamica di beccheggio dei trasferimenti di carico durante manovre di frenata accelerazione e delle non linearit del sistema Il sistema idro pneumatico della sospensione descritto per mezzo di un modello t
184. rova ancora applicazioni su veicoli di fascia medio bassa inevitabile che il fondo stradale presenti irregolarit avvallamenti buche giunture ecc Durante la marcia del veicolo insorgono delle forze d urto che in mancanza di sospensioni vengono trasmesse al telaio della vettura Se tra le ruote e la scocca vi sono elementi in grado di immagazzinare energia soltanto una parte delle forze verticali viene trasmessa al veicolo Nel corso degli anni sono stati sviluppati sistemi che adattandosi alle varie condizioni in cui il veicolo si viene a trovare riescono a mantenere costante l assetto del mezzo Vengono definite masse sospese quelle collegate rigidamente alla scocca della vettura e non sospese quelle ad essa connesse elasticamente ruote mozzi fusi a snodi ecc Il collegamento fra gruppo ruota pneumatico ed il corpo del veicolo realizzato mediante un complesso sistema meccanico composto da braccia molle metalliche a gas ecc ed ammortizzatori pneumatici oleodinamici ecc Tale complesso costituisce la sospensione essa consente il moto verticale relativo fra ruote e corpo vettura al fine di compensare le irregolarit del fondo stradale e filtrare ed ammortizzare il moto del corpo sospeso In effetti la sospensione si comporta come un vero e proprio filtro taglia le Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty componenti in alta frequenza ed amplifica quelle che si trovano in una
185. s disabeld Suspension become active drive Y 0 km h ai Current transition rd Frontload TAM aa application Cunenenansiton_ K from low tO ha Levelling i 1 action Transition to pressure equilibrium st 30 40 di j Time sec Fig 104 Test della Macchina a Stati Finiti modalit di lock mid position con applicazione di un carico anteriore 1200 kg si nota il ritorno elsatico della sospensione ed abilitazione della sospensione a seguito di una rampa in velocit Si notano gli effetti dovuti alle transizioni di corrente garantiscono un attivazione dolce della sospensione oltre all azione di levelling automatico 123 7 PROTOTIPI SPERIMENTALI SISTEMA IDRAULICO E DI CONTROLLO Il presente capitolo descrive il prototipo sperimentale di sospensione idraulica con relativa unit di controllo elettronico sviluppato durante il lavoro oggetto di studio Viene inoltre presentato l apparato sperimentale di caratterizzazione e testing del sistema idraulico oltre agli strumenti di prototipazione rapida del controllo 125 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 7 1 Prototipo idraulico del sistema sospensioni Il presente lavoro costituisce uno studio di fattibilit Durante lo sviluppo di questo primo prototipo vincoli di natura commerciale ed economica hanno indotto l impiego di componentistica proporzionale disponibile sul mercato nell attesa di un nuovi prot
186. se al corpo per frequenze elevate inoltre possibile aumentare il rate di damping riducendo i picchi di risonanza senza provocare l aumento della trasmissibilita per frequenze elevate Fig 20 Il tutto si traduce in una maggior isolazione della massa sospesa rispetto ai disturbi stradali Z k Z Ms cs k r Z cs k Z Ms cs k r High frequency High frequency c z k 20 Db dec 40Db dec s z Ms Fig 18 Damper convenzionale Fig 19 Concetto Skyhook Tale concetto ideale viene implementato stimando la velocit assoluta della massa sospesa e pilotando opportunamente l attuatore damper posto tra le masse sospesa e non Fig 9 Gli studi presenti in letteratura affrontano le problematiche di implementazione legate alla sensoristica e quindi alla stima delle variabili necessarie al controllo al vincolo di passivit del damper all asimmetria della variabile di controllo oltre al carattere non lineare del problema stesso 25 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty Magnitude dB 10 10 107 10 10 Frequency rad sec Fig 20 Diagramma di Bode della trasferenza tra profilo stradale e spostamento della massa sospesa nel caso Skyhook 2 4 3 Full vehicle control Controllo modale del veicolo Il controllo di rollio e beccheggio richiede l imposizione dell altezza del veicolo in un set di punti Tale concet
187. sivi con caratteristiche progressiva e regressiva di Fig 51 La soluzione regressiva soddisfa in modo migliore le specifiche per range frequenziali limitati frequenze minori di 2 Hz body frequency garantendo comunque una miglior soluzione di compromesso Fig 53 72 Abs Magnitude dB Abs Magnitude dB Modello multi fisico di macchina agricola Profilo stradale accelerazione massa sospesa Profilo stradale accelerazione massa non sospesa 60 T T T 7 80 T T T Ta T i gt OOF nei 2 407 D o E A lt 20f sera 10 MARIE i Regressive damping 10 LA i Regressive damping i Progressive damping Progressive damping 0 i 1 i I I i L L I I 0 2 4 6 8 10 12 2 4 6 8 10 12 Frequency Hz Frequency Hz Profilo stradale apertura cilindro sospensione Profilo stradale forza pneumatico suolo 20 r r r 1 r 10t 0 COLI OL a 2 10 D oa 220 Hina 8 lt Regressive damping Regressive damping i Progressive damping Progressive damping 40 1 1 1 I I 70 i 1 1 0 2 4 6 8 10 12 0 2 4 6 8 10 12 Frequency Hz Frequency Hz Fig 53 Prestazioni del sistema passivo ideale con caratteristica progressiva 4 3 di damping regressiva e Modello multi fisico della macchina agricola Un mezzo agricolo presenta una marcata asimmetria
188. sospesa Fig 142 Il controllo oggetto dell attivit di studio offre prestazioni paragonabili alla soluzione di compromesso proposta dal fornitore 850 mA m Susp elong setup 1 Commercial Comfort setup Proposed control Abs Magnitude m s ymm 2 4 6 8 10 12 14 Frequency Hz Fig 142 Risposte in Frequenza del banco prova sospensioni profilo stradale accelerazione della massa non sospesa Confronto fra il controllo adattativo di inseguimento della caratteristica regressiva e le differenti configurazioni di test Le singolarit delle Risposte in Frequenza nell intorno dei 10 Hz sono dovute a fenomeni di risonanza dei componenti del banco Per quanto riguarda la specifica di comfort la soluzione proposta offre prestazioni paragonabili al pilotaggio con corrente pari a 1350 mA Fig 143 162 Attivit sperimentale m Susp elong setup Commercial Comfort setup Proposed control Abs Magnitude m s ymm 2 4 6 8 10 12 14 Frequency Hz Fig 143 Risposte in Frequenza del banco prova sospensioni profilo stradale accelerazione della massa sospesa Confronto fra il controllo adattativo di inseguimento della caratteristica regressiva e le differenti configurazioni di test Le configurazioni con correnti di pilotaggio minori minimizzano l elongazione del cilindro idraulico Fig 144 con la conseguente inibizione dell azione filtrante della sospensione
189. sperimentale di sospensioni per mezzi off highway condizioni di carico e setup rigidezza equivalente della sospensione Di seguito proposta una sintesi dei risultati delle differenti prove 2000 1800 r r 1 r T r r 04 r r r r r r z 575 mA 7 575 MA 550 mA 0 35 a i mm 650 MA H Eal EE AAT 1475 M 1475 mA mm s E o 1200 1000 600 itude Abs Magn 400 200 Sweep in frequenza il comando con corrente pari a 1475 mA valvola completamente aperta propone la minima trasmissibilit tra profilo ed accelerazione del corpo sospeso Fig 46 La particolare configurazione di carico minimo e rigidezza ridotta comportano un aumento della frequenza naturale di risonanza del corpo sospeso body frequency la quale risulta visibile nonostante la presenza degli attriti Un valore esiguo della corrente di comando riduce l elongazione della sospensione e stabilizza la massa non sospesa per frequenze al di sopra della prima risonanza Profilo stradale sinusoidale di ampiezza elevata e frequenza ridotta il fornitore ha proposto tale prova allo scopo di simulare le condizioni di scuotimento della sospensione dovute al moto di beccheggio Un valore esiguo della corrente di comando ovvero un valore elevato del rate di damping comporta benefici in termini di accelerazione della massa sospesa ed apertura della sospensione Profilo deterministico step una diminuzione della corrente comporta una riduzione dell
190. sterno In tal modo il cilindro sospensione dispone della medesima corsa meccanica nelle fasi di compressione ed estensione evitando possibili condizioni critiche di impatto La variabile controllata consiste nel segnale del trasduttore di elongazione del cilindro sospensione il quale viene esteso o ritratto agendo rispettivamente tramite le valvole solenoidali di raise 1 e di lowering 2 Il bloccaggio della sospensione avviene agendo attraverso le valvole proporzionali 3 e 4 Attraverso il pilotaggio in corrente delle due valvole proporzionali Pulse Width Modulation PWM control il sistema di controllo proposto gestir il damping del sistema oltre ad alcune funzionalit aggiuntive quali il controllo di beccheggio controllo anti impatto dell attuatore idraulico controllo adattativo del damping etc 4 3 2 Modello termo idraulico del sistema sospensione La dinamica termica del sistema idro pneumatico di Fig 57 pu essere inizialmente descritta attraverso il modello dell accumulatore idraulico Consideriamo la prima legge della termodinamica espressa in termini di calore Q lavoro L e variazione di energia interna U O0 L AU ovvero K T acc env T dt p dV dU 41 Dove Kac costante globale di scambio Tenv temperatura dell ambiente esterno Tg Vg Pg temperatura volume e pressione del gas dell accumulatore Nel caso di un gas l energia interna pu essere espressa come
191. stretta banda attorno alla condizione di risonanza Oltre a garantire un certo grado di isolazione dei disturbi stradali ed una minima forza di contatto e quindi di trazione tra pneumatico e suolo hanno il compito di reggere il peso del veicolo Le articolazioni che la compongono devono garantire il collegamento tra le masse sospesa e non per ogni condizione di moto verticale del pneumatico e dell angolo di sterzata Va sottolineato come la cinematica della sospensione definisce in modo preciso le caratteristiche di aderenza stabilit comfort e maneggevolezza dell autovettura Numerosissime sono le tipologie di sospensioni e ad ogni configurazione meccanica corrisponde un particolare comportamento cinematico e dinamico Generalmente si usa distinguere tra sospensioni a ruote indipendenti e quelle a ponte rigido Altra differenziazione si ha fra sospensioni per ruote sterzabili e non e fra sospensioni per ruote motrici o meno In ambito veicolistico i sistemi di sospensione anteriore maggiormente diffuse sono del tipo MacPherson o a quadrilateri sovrapposti Nei veicoli a trazione posteriore i sistemi di sospensione del retrotreno sono generalmente del tipo ad assale rigido per quanto riguarda i veicoli commerciali o fuoristrada mentre berline o vetture sportive impiegano sistemi a sospensioni indipendenti MacPherson o a quadrilateri sovrapposti Per vetture di classe elevata si utilizzano geometrie a ruote indipendenti del tipo denominato multilin
192. ta a fatica del diaframma dato da p2 4 8 po II dimensionamento dell accumulatore deve considerare la diminuzione della pressione di precarica dovuta a perdite di gas fenomeni di permeazione del gas attraverso la membrana direttamente proporzionali alla pressione operativa ed esponenzialmente alla temperatura di esercizio Il dimensionamento propone un accumulatore con capacit di 1 4 e precarica 20 bar Mid Load 600 Min Load Va Max Load Oil volume cnf O O 0 T T T T 0 50 100 150 200 250 Pressure bar Fig 105 Volume di fluido idraulico in funzione della pressione dell accumulatore per le tre condizioni di carico definite secondo specifica Ciascuna curva descrive lo stato volume pressione per l intera corsa del cilindro sospensione Come richiesto non avviene lo scarico completo del fluido idraulico contenuto nell accumulatore 40 Per maggiori informazioni consultare l allegato informatico Dimensiona_accumulatore xls 128 Prototipi sperimentali del sistema idraulico e di controllo 7 1 2 Dimensionamento dell unit di levelling L unit di levelling elementi 1 2 5 e 6 di Fig 57 dimensionata secondo le specifiche dei costruttori dei mezzi In particolare le valvole 1 e 2 vengono scelte a catalogo la potenza trasferibile dalle stesse verificata al termine del processo di dimensionamento L attivit di progetto si
193. ta_cal entry v ang_sens_VOLTS D_2 0N z D_1 0FF du v_1 ang_sens_VOLTS after delay_cal clk counter 2Kcounter 4 v ang_sens_VOLTS entry abs w v_1 gt delta_cal after delay_cal cik counter 0 v_1 ang_sens_VOLTS du abs v v_1 gt delta_cal abs v_1 V_low_lim lt delta_cal 2 LOWERING during D_1 OFF m_cal stroke V_up_lim V_low_lim q_cal V_low_lim V_up_lim 2 stroke V_up_lim V_low_lim ang_sens lt 0 delta_cal counter 2KV_up_lim ang_sens_VOLTS i after delay_cal clk i lt 2 i abs v_1 v lt delta_cal i 0 RECORD_LOW_LIM entry v_1 ang_sens_VOLTS du j v ang_sens_VOLTS Z UPPERING_PHASE entry v ang_sens_VOLTS 1 D_1 0N D_2 0FF Fig 96 Macchina a Stati Finiti stato di calibrazione per la determinazione del set point della sospensione 117 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 6 4 3 Funzione di lock Fig 97 mostra lo stato di lock della sospensione opportunamente attivato mediante chiamate a funzione Esponiamo brevemente il funzionamento del sistema senza entrare nel dettaglio delle transizioni e delle relative condizioni A seconda del comando dell operatore opportune transizioni portano il sistema in condizioni di posizione chiusa o semiestesa della sospensione LOCK_DOWN_TRANS LOCK_MID_TRANS Raggiunta la posizione di riferimento il siste
194. tal caso la valvola limitatrice di pressione componente 9 di Fig 57 scarica il fluido idraulico a serbatoio al fine di preservare l integrit dei componenti del sistema Quando la pressione dell impianto scende al di sotto del valore di taratura la valvola assume la posizione di riposo normalmente chiusa In tale condizione il circuito di levelling pu essere rappresentato come in Fig 148 179 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty CDA qop wi que PT Ps e 1 i x I INDI dor Fig 148 Schema equivalente del circuito nella condizione Ps P1 2210 bar comando di leveling DOWN La valvola di laminazione rappresenta la serie delle valvole 1 2 e 6 Ad essa associato il coefficiente di efflusso Cpa La curva di intervento della valvola limitatrice pud essere descritta secondo una relazione lineare Fig 149 AP rel AP pei Ml pr Apo APo Qpr Fig 149 Curva di intervento della valvola limitatrice di pressione Le portate attraverso i due rami sono definite dalle seguenti equazioni 180 Appendice A 21 prl App 7 Cpa ee sign Ps Pr We ule 61 1 dpr Ps Pr Apo rel La portata di levelling quindi cos definita vi pp fpr 62 Wore drc Ps Pr Comando di leveling UP Condizione di pressione ps p7 lt 210 bar La portata del sistema di levelling costante grazie
195. tata di levelling quindi cos definita due 7 uu 7 Aur 2 q um pP pump or Ps 65 Cua Worc 4 pump Ps P pump dur Ps pr La pressione all interfaccia con la pompa Ppump calcolata servendosi del coefficiente di efflusso equivalente cua 182 Appendice A Comando di leveling OFP Condizione di pressione ps pr lt 210 bar La portata del sistema di levelling nulla La pressione all interfaccia con la pompa Ppump dipende dal particolare sistema Load Sensing de 30 P pump CONST 66 Wic 0 Condizione di pressione ps pr 2210 bar In tal caso la valvola limitatrice scarica il fluido idraulico a serbatoio al fine di preservare l integrit dei componenti del sistema Quando la pressione dell impianto scende al di sotto del valore di taratura la valvola assume la posizione di riposo normalmente chiusa La portata di levelling quindi definita dall azione della relief valve 1 drc P Pr Apo rel Wrc l4ic Ps Pr 183
196. tazione di algoritmi di controllo quali lo Skyhook e delle relative varianti Sensors Sensors Fig 13 Sospensioni attive HB LB1 e LB2 21 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 0 6 0 5 Passive Suspension 0 4 mis Hz 0 3 0 2 0 1 ctive A na meen a 0 0 5 10 15 20 25 30 Frequeney Hz Fig 14 Power Spectrum Density dell accelerazione della massa sospesa nel caso di un modello QCM dotato di soluzioni passiva ed attiva 2 3 4 Caratteristica di damping lineare progressiva e regressiva Le caratteristiche di damping degli ammortizzatori sono solitamente non lineari Fig 15 Reimpell et al 27 ovvero regressive o progressive Le forme progressive Fig 16 sono dovute a non linearit idrauliche differenziali di pressione dovute al passaggio del fluido attraverso gli orifizi idraulici effetti viscosi Tuttavia la forma regressiva Fig 17 quella comunemente impiegata in quanto massimizza la sensazione di comfort percepita dal pilota Infatti la soluzione progressiva da luogo ad un elevato irrigidimento della sospensione in caso di trasferimento di carico all anteriore posteriore Fig 15 Damping progressivo lineare e regressivo Le curve forza corsa cilindro rappresentano l energia dissipata dal damper Si nota come la soluzione regressiva dissipi maggior energia 22 Stato dell arte Fa SINS E
197. to alla dinamica meccanica L analisi frequenziale del sistema secondo i parametri nominali di progetto propone la prima frequenza propria del sistema idraulico 64 Modello multi fisico di macchina agricola pari a 274 Hz ben al di sopra delle frequenze meccaniche del sistema L analisi di sensibilit mostra una forte dipendenza della dinamica idraulica dall elasticit delle tubazioni e dall inerzia del fluido l impiego di tubazioni aventi lunghezza elevata ed uno scarso modulo di Young potrebbe far decadere la validit dell ipotesi secondo la quale la dinamica idraulica trascurabile Fig 48 2000 1600 1200 800 400 2 33 274 0 4 T T T T T 0 10000 20000 30000 40000 50000 60000 70000 Young modulus bar 1531 1011 Fris Hz 502 2500 2000 1963 1500 1000 500 i 141 58 30 Fris Hz 350 297 300 287 295 R 274 250 1_ 253 Fris Hz 200 205 150 4 156 100 T 1 T 0 50000 100000 150000 200000 Bulk modulus bar Fig 48 Analisi di sensibilit al variare di rigidezza lunghezza delle tubazioni e del modulo di Bulk del fluido Allo scopo di analizzare le non linearit idrauliche ed individuare i parametri idraulici fondamentali per la descrizione della dinamica del mezzo stato condotto un confronto tra i modelli QCM sviluppati in ambiente Amesim ed un modello di stato descritto in
198. to carica l accumulatore ad una pressione superiore a quella di lavoro e riduce il volume della sacca Si ottiene poi al momento opportuno la restituzione nel circuito del volume immagazzinato dall accumulatore opportuno usare una carica un gas inerte Azoto in quanto la presenza combinata di aria compressa e olio pu dare luogo a fenomeni di esplosione 37 Il fornitore ha messo a disposizione un blocco idraulico di propria produzione opportunamente adattato alla componentistica idraulica scelta 126 Prototipi sperimentali del sistema idraulico e di controllo Viene esposta la linea guida adottata per il dimensionamento del gruppo accumulatore e cilindro idraulico per la particolare applicazione oggetto di studio 1 In primo luogo necessario determinare i valori massimo Wsmax 54 4 KN minimo Ws min 11 8 KN e nominale W snom 21 1 kN del carico statico agente sul cilindro sospensione 2 Il cilindro idraulico viene selezionato a catalogo secondo criteri ben precisi In primo luogo il diametro esterno della camicia deve essere compatibile con i vincoli dimensionali di progetto Il diametro dello stelo deve garantire la seguente condizione in termini di pressione statica massima ps max Ws max Arod e massima pressione di esercizio dell impianto valvola limitatrice di pressione 9 di Fig 57 Phydrmax 210 10 bar al fine di garantire l integrit dei componenti Ps max 0 7 55 P hydr max La scelta del
199. to in Fig 91 una seconda transizione allo stato di sospensione attiva avviene impostando i valori di corrente ladapis 4 t corrispondenti ai coefficienti di damping obiettivo cop t di Fig 88 attraverso una funzione di modulazione G 3 Durante operazioni pesanti di carico e scarico o lavorazioni mediante pala la sospensione viene bloccata allo scopo di garantire l integrit dell impianto idraulico Un cambiamento delle condizioni di carico del mezzo pu comportare un elevato differenziale di pressione tra le camere del cilindro 38 valori di corrente associati sono calcolati in linea mediante look up table delle caratteristiche stazionarie delle valvole 110 Conversione del controllo in una Macchina a Stati Finiti ltrans A reg 3sec t Fig 90 Funzione di modulazione della corrente all accensione del mezzo e durante le transizioni dallo stato di lock G A larive3 4 t G ladapt3 4 t E 1 G ltrans 3 Tfilter t Fig 91 Seconda funzione di modulazione della corrente per l abilitazione della modalit di sospensione attiva Lo schema adattativo del damping imposta il coefficiente di smorzamento obiettivo secondo il segnale di pressione opportunamente filtrato Tite 6 sec Durante il pregresso stato di lock il segnale di pressione rilevato a lato pistone non rappresentativo della reale condizione di carico in quanto tra le due camere pu persistere un differenziale di pressione considere
200. to non applicabile nel caso di un mezzo dotato di quattro sospensioni in quanto solamente tre sospensioni possono trovarsi all altezza corretta ad ogni istante Conviene quindi adottare un controllo modale di scuotimento rollio e beccheggio del veicolo Tali variabili sono calcolate attraverso una semplice matrice di trasformazione 1 11 17 Ve g a a b b x 12 O t t t Zol Dove z e 6 rappresentano rispettivamente l altezza del baricentro del veicolo e gli angoli di rollio e beccheggio Le variabili zj rappresentano il vettore delle misure ovvero gli spostamenti delle sospensioni parametri a e b indicano le distanze del centro di gravit dall asse anteriore e posteriore mentre t la semilarghezza del mezzo possibile determinare le variabili di controllo ug in termini modali i controlli di scuotimento beccheggio e rollio possono essere definiti secondo strategie Skyhook o di force 26 Stato dell arte feedback Tali controlli vengono poi tradotti attraverso appositi guadagni nei quattro ingressi di controllo delle sospensioni ovvero le forze espresse da ciascun attuatore u Un 1 1 Gy G y u Wy 1 1 Gy Gp a Uy sli less Guy Ug Un 1 1 G Gela Dove Gy e Gr rappresentano i gain di rollio all anteriore ed al posteriore mentre Gwt Gwr indicano i guadagni di deformazione Dal punto di vista progettuale potrebbe essere vantaggioso trattare il controllo modale di rollio e scuot
201. tor Mass Kg 6720 L1 mm 850 L2 mm Ballast L1 Kg Ballast L2 K 1400 720 540 3 Tractor with maximum ballast and plow Front Wheels Weight Kg 2800 26 Rear Wheels Weight Kg 7010 74 Tractor Mass Kg 10610 L1 mm 850 L2 mm 1400 L3 mm 2500 Ballast L1 Kg 720 Ballast L2 Kg 540 Plow L3 K 1890 Fig 42 Schematizzazione delle differenti configurazioni di carico impiegate durante i test Percorso su strada sterrata il mezzo affronta uno sterrato a differenti velocit di crociera 8 16 e 24 km h Per quanto riguarda le specifiche di comfort maneggevolezza ed apertura della sospensione la soluzione rigenerativa risulta essere la pi performante nel caso in cui il mezzo sia in condizioni nominali di carico o attrezzato con un ballast anteriore Nel caso di mezzo attrezzato con aratro e ballast la soluzione Double Acting offre un minor valore RMS dell apertura della sospensione le prestazioni di comfort e maneggevolezza sono invece tra loro paragonabili 55 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty F v 25 38 23 23 21 09 18 95 16 82 14 68 12 55 10 41 8 27 208 35 38 23 23 21 09 18 95 16 82 14 68 12 55 10 41 8 27 2 48 35 30 23 23 21 09 18 95 16 82 14 68 12 55 10 41 8 27 4 46 Manovra di Forward Reverse tale test di inversione del moto esalta il trasferimento di carico tra anteriore e posteriore del mezzo portand
202. ts in the acquisition of competence in relation to the dynamic control of the vehicle In particular the development of mechatronic systems according to the Model Based Design approach and the rapid prototyping of control algorithms On this purpose a simulation and experimental system was developed for the testing of suspension systems and control algorithms for primary suspension systems The first part of the thesis investigates the state of the art of the scientific literature of suspension systems for heavy duty vehicles referring to different technologies and control solutions In particular attention was focused on the analysis and experimental characterization of commercial applications for this kind of vehicles present in the market In the second part of the thesis the design development of a hydro pneumatic suspension system is presented The design of the control algorithms is based on the development of different multibody models of the actual tractor including the pitch motion of the sprung mass the load transfer effects during braking and forward reverse maneuvers and the non linear dynamics of the system For an advanced analysis a novel thermo hydraulic model of the hydraulic system has been implemented Several damping controls are analyzed for the specific case study Therefore the most promising damping strategy is integrated with other control functions namely a self leveling control an original control algorithm for the re
203. tto Il sistema Regen qualora il carico statico gravante all anteriore sia esiguo presenta una rigidezza del sistema idraulico ridotta con il conseguente aumento dell elongazione della sospensione quindi possibili eventi di impatto dei finecorsa meccanici In modo coerente con l analisi di Par 3 8 il coefficiente di damping viene 33 Superficie definita nello spazio tridimensionale di corrente portata e differenziale di pressione Definisce la caduta di pressione in funzione della portata che attraversa la valvola e della corrente di comando Ap f l q Tale caratteristica determinata sperimentalmente come esposto nelle sezioni a seguire 107 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty opportunamente amplificato al di sotto di una valore di soglia del carico statico stimato secondo quanto esposto in Par 5 1 A F damp c t B t gainpitch Cadapt rebound phase bound phase Cob_bound t Apa t L t gt Voyl Veyl current cylinder velocity Fig 88 Caratteristica regressiva di riferimento per il pilotaggio delle valvole secondo il valore obiettivo del damping 6 2 Integrazione delle funzionalit di controllo definizione del dominio di esistenza ed algoritmi di debouncing Servendosi del linguaggio di programmazione Stateflow il sistema di controllo stato completato con alcune funzionalit In primo luogo una procedura di calibrazione p
204. tto di un controllo per sospensioni il profilo stradale rappresenta il disturbo esterno in ingresso al sistema dinamico Esso pu essere descritto secondo Eventi discreti descritti nel dominio temporale gradini buche Eventi random legati alle irregolarit del manto stradale II profilo viene definito nel dominio delle frequenze Il profilo stradale pu essere descritto come un processo aleatorio esprimibile attraverso uno spettro di potenza della forma rappresentata in Fig 7 Cebon 9 Williams 33 S n Power Spectral Density m cycle G coefficiente di rugosit m cycle m sm n n frequenza spaziale cycle m w pendenza dello spettro coefficiente 2 3 minor road principal road otorway Displ Spectral Density S n m cycle 10 10 we w 10 10 Wavenumber n cycle m Fig 7 Densita spettrale per differenti profili stradali In particolare la derivata prima del profilo stradale espressa come T white noise function di varianza S w 411 Gv N Il i 4 densita vx velocit di guida 14 Stato dell arte profili stradali descritti secondo processi random sono classificati conformemente ad apposite classi ISO parametrizziate riferendosi a coefficienti di rugosit k Hong et al 17 In accordo a tali norme lo spettro di potenza definito come ki S n gg 5 2 2 Valutazione delle performance Data la natura del proble
205. tto e si basa sul rilevamento del campo magnetico generato da un magnete rotante tramite un sensore ad effetto Hall 134 Prototipi sperimentali del sistema idraulico e di controllo Technical Characteristic Output signal 0 5 4 5 V Supply voltage 10 30 Vdc Input Current 10 mA 12 Vdc Load resistance RL gt 20 kQ Response time typical 3 ms Temperature range 25 85 Non linearity 0 4 1 Thermal shift 0 3 0 4 mV Fig 112 Sensore angolare Elobau caratteristiche tecniche Il calcolatore dispone della scheda PCI 6024 e National Instruments Fig 113 per lo scambio di informazioni con il sistema fisico da gestire Questa scheda multifunzione costituisce l interfaccia diretta per sensori azionamenti o altri device per eseguire applicazioni caratteristiche tecniche real time Analog Input Analog Inputs 16 SE 8 DI Resolution 12 bit Sample Rate 200 kS s Max Voltage Range 10 10 V Range Accuracy 16 504 mV Min Voltage Range 50 50 mV Range Accuracy 0 106 mV Counter Timers Number of Counter Timers 2 Resolution 24 bits Max Source Frequency 20 MHz Min Inp Pulse Width 10 ns Logic Levels TTL Maximum Range 0 5 V Pulse Generation Yes Buffered Operations Yes Fig 113 Scheda multifunzione PCI 6024 e caratteristiche tecniche Vengono brevemente esposte le principali Analog Output Number of Channels 2 Update Rate 10 kS s Resolution 12 bits Max
206. ttraverso lo spostamento del corpo assale ma imponendo il profilo stradale agente all interfaccia pneumatico suolo Tale prototipo permette di eseguire una selezione delle soluzioni progettuali riducendo i test mediante mezzo agricolo strumentato alle soluzioni potenzialmente valide Biral et al 2 Il sistema meccanico costituito da una traversa sospesa opportunamente zavorrata massa sospesa elementi 1 2 3 le articolazioni della sospensione 4 5 la massa non sospesa costituita da assale anteriore 6 e pneumatici 7 il cilindro idraulico della sospensione 8 ed una coppia di attuatori idraulici 9 controllati in posizione al fine di generare i differenti profili stradali all anteriore destro e sinistro del mezzo Le misure di test consistono in accelerazioni A4 Az e spostamenti Ri Di dei due corpi Il sistema meccanico opportunamente linearizzato riconducibile al modello QCM 45 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty l elongazione della sospensione sensore angolare R le forze espresse dai due attuatori idraulici celle di carico e la pressione dell accumulatore del sistema di sospensione Fig 33 Banco prova per sospensioni Gen 2 3 4 1 Modello multibody numerico del banco prova Lo studio sperimentale di sistemi semi attivi richiede componenti specifici non prontamente reperibili sul mercato quali prototipi di valvole proporzionali Nell amb
207. ulticorpo del banco stato sviluppato servendosi del codice di manipolazione simbolica Maple e del pacchetto multibody MBsymba Tale modello a parametri concentrati comprende le non linearit del sistema dovute sia ai vincoli cinematici che all unit idro pneumatica La caratteristica elastica molla a gas descritta attraverso il modello di gas ideale La forma analitica del modello di damping dovuta all azione delle valvole di laminazione non ritorno e limitatrice di pressione Fig 27 stata ottenuta attraverso il fitting delle curve sperimentali presenti a catalogo Fig 28 La curva sperimentale della forza di damping considera il solo effetto di smorzamento dovuto all insieme costituito da valvola di laminazione non ritorno e sicurezza La sospensione idro pneumatica garantisce in ogni caso un certo rate di smorzamento sia in fase di estensione che di compressione Ci dovuto allo smorzamento intrinseco dell impianto garantito dalle inevitabili perdite di carico e resistenze interne alle quali soggetto il moto del fluido 3000 T T T T T T T T T Funzione di fitting 2500 Dati sperimentali J 2000 a z D 5 1500 n 4 E Orifice equation ui 2 Ko Fgamp A Ap a V 1000 oO 5 u 500 Relief valve 4 regulation 0 J 500 fi 1 1 1 1 1 1 1 1 1 08 0 6 04 02 0 0 2 0 4 0 6 0 8 1 Velocita relativa cilindro idraulico m s Fig 28 Fitting della forza di damping impiegato in fase di
208. una velocit di soglia al fine di garantire standard di sicurezza qualora il manovratore dovesse operare in prossimit del mezzo 95 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty II controllo non deve reagire in caso di scuotimenti della sospensione ad ampiezza elevata e con valore medio prossimo alla condizione di semi estensione Il controllo non deve reagire ad ingressi impulsivi quali buche ingressi tipo bump e scalino Il controllo deve rilevare il pi velocemente possibile uno spostamento del cilindro sospensione tale da portare il sistema in prossimit del finecorsa meccanico Una soluzione comunemente impiegata consiste nell abilitare tale funzione qualora l elongazione del cilindro ecceda un valore predefinito No Active Window NAW in modo continuativo per un certo intervallo temporale Tempo di latenza Fig 74 In modo del tutto analogo possibile filtrare il segnale di elongazione della sospensione attraverso un filtro passa basso Il sistema di levelling viene attivato qualora il segnale filtrato ecceda la banda di inattivit Tempo di latenza WLLL AULA 45 Fig 74 Schematizzazione del controllo di levelling coefficienti del filtro sono stati desunti attraverso opportune specifiche di progetto definite in modo coerente con i requisiti funzionali Servendosi di un segnale sinusoidale avente ampiezza prossima alle condizioni d
209. vehicles present in the market For off highway vehicles the load conditions can vary considerably and have an effect on the dynamic behaviour of the vehicle Moreover in many cases such as tractors in agriculture only the front axle is provided with a suspension Typical applications of suspensions in off highway industry include the cabin suspension known as secondary suspension system and the front axle suspension known as primary suspension system Up to now the performance improvements have been reached through new solutions developed for the secondary systems while the primary systems are generally implemented with passive systems due to economical motivations and their limited energy demand Obviously such technical solutions partially satisfy the system requirements Moreover during the past few years there has been an increasing demand in power capabilities loads and driving speeds of heavy duty vehicles Therefore off highway vehicle manufacturers have shown their interest in employing controllable suspension assumed as a potential way to reach the desired dynamic performances The main targets of this activity is the study of the dynamical behaviour of agricultural tractors and the design of a cost effective controllable suspension capable to adapt the tractor dynamical behaviour under different operating conditions This work is part of a collaboration between Dana Corp and the University of Trento The main objective consis
210. vole Quindi la stima del coefficiente di smorzamento adattativo e delle correnti ad esso associate non attendibile La seconda transizione Fig 91 regola quindi il passaggio da leg ad ladapis 4 t attendendo un periodo temporale tale da poter considerare la stima adattativa rappresentativa delle condizioni di carico reali Nel caso in cui il controllo passi dallo stato di sospensione attiva a quello di levelling o calibrazione viene impostato il valore lreg Tale transizione viene eseguita ponendo a zero il fattore di modulazione G attraverso un filtro passo basso Il sistema di controllo incrementa istantaneamente il valore di damping obiettivo in risposta alle funzionalit di anti impatto e di controllo del beccheggio rispondendo nel modo pi rapido possibile Quando disabilitate una repentina riduzione del damping al valore nominale potrebbe comportare una sensazione di discomfort La Macchina a Stati 111 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty prevede appositi stati discreti filtri discreti per la gestione dell uscita da tali modalit operative 6 4 Esposizione del controllo mediante Macchina a Stati Finiti Per ovvi motivi di sintesi al lettore viene proposta una breve descrizione dell architettura del controllo mediante Macchina a Stati Il controllo costituito da tre distinte unit La prima Signal Conditioning Fig 92 provvede al condizionamento dei segnali di
211. vorre e vincolata a telaio con una coppia cilindrica elementi 1 2 3 le articolazioni della sospensione 4 5 e l assale anteriore di una trattrice massa non sospesa 6 il cilindro idraulico della sospensione 7 ed un attuatore idraulico controllato in posizione 8 il quale imprime il moto di scuotimento alla massa non sospesa Accelerazioni A A2 e spostamenti R4 D4 dei due corpi e la forza impressa dall attuatore idraulico costituiscono le misure di test Fig 26 Banco prova per sospensioni Gen 1 schema del multicorpo e sensoristica Asse di Gruppo valvole di oscillazione l laminazione non ritorni e limitatrice di pressior Biella superiore Attacco superiore sospensione Supporto ad L Biella inferiore Fig 27 Assale sospensione a quadrilatero articolato unico e centrale di cui dotato il banco prova sospensioni e schema idraulico della sospensione Data la temporanea mancanza dei componenti necessari alla realizzazione di una sospensione semi attiva le differenti strategie di controllo del damping sono state testate attraverso simulazioni servendosi del modello QCM sviluppato Biral et al 3 Tale banco costituisce inoltre la piattaforma di sviluppo del banco prova per assali sospesi presentato nei successivi paragrafi 39 Sviluppo di sistemi di sospensione ed algoritmi di controllo per mezzi heavy duty 3 3 1 Modello multibody simbolico del banco prova Il modello m
212. zo affronta il bump test possibile notare gli effetti dovuti alle sollecitazioni esterne ed al trasferimento di carico durante la manovra di trazione nonch l azione dei controlli di levelling ed anti impatto A seguito dell evento bump il cilindro assume una differente deflessione statica a causa di attriti meccanici ed effetti termici Come da specifica la funzionalit di levelling non reagisce all evento impulsivo di bump 0 05 l AW sup lim __ 0 04 AW inf lim E Cyl displacement 0 03F 7 Q H E i 3 0 02 H Front load PS application T 0 01 5 N s 0 Sl enne DIE e ua te co B 0 03 L D 0 04 f 0 05 i 0 5 Fig 86 Test delle differenti funzionalit di controllo carico all anteriore manovra di trazione ed ingresso bump segnale di elongazione del cilindro II LE W Lev function A gi LI OF sospensione Time s 15 20 25 103 6 CONVERSIONE DEL CONTROLLO IN UNA MACCHINA A STATI FINITI In un ottica di industrializzazione del prodotto il controllo stato tradotto in una Macchina a Stati Finiti Finite State Machine FSM L impiego del toolbox Stateflow di Matlab permette di modellare e simulare sistemi event driven o reactive system ovvero le cui transizioni tra differenti modi operativi avvengono in risposta a particolari eventi e condizioni Permette inoltre la modellazione di sistemi a te

design of suspension systems and control - Unitn

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