ITTO940957A1 - Sistema idraulico di regolazione di una forza. - Google Patents

Abstract

Sistema idraulico (10') di regolazione di una forza, comprendente un azionatore idraulico (11) includente un cilindro (15) alloggiante un pistone (16) mobili uno rispetto all'altro; un circuito idraulico (12-14) comprendente una servovalvola (12) di comando dell'alimentazione dell'attuatore; un primo anello di regolazione (26-29) della forza, che, in base alla differenza fra la forza effettiva (Fm) generata dal pistone (16) e la forza nominale (F,) richiesta, regola la corrente (I) alimentata alla servovalvola (12). Il sistema (10') comprende inoltre un secondo anello di regolazione (35) che, in base alla velocità (V) relativa fra il pistone (16) e il cilindro (15), genera una corrente supplementare (I,) per la servovalvola (12), in modo da determinare un comportamento sostanzialmente elastico del sistema idraulico (10'). In pratica la corrente supplementare (I,) fa aprire la servovalvola (12) della quantità esattamente necessaria per fare passare, in presenza di una differenza di pressione ?p voluta, la portata AV (prodotto dell'area A del pistone per la velocità) creata dal movimento del pistone (16) rispetto al cilindro (15).Figura 4

Description

D E S C R I Z IO N E

del brevetto per invenzione industriale

La presente invenzione riguarda un sistema idraulico di regolazione di una forza.

Un tale sistema può essere applicato vantaggiosamente nelle sospensioni laterali attive di veicoli ferroviari, cui si farà ora riferimento per un migliore inquadramento della problematica alla base della presente invenzione.

Nei veicoli ferroviari, fra il carrello mobile lungo i binari e la cassa (intelaiatura del veicolo) sono presenti sospensioni laterali aventi lo scopo di assorbire gli urti e le sollecitazioni laterali agenti sul carrello stesso. A tale proposito, si veda lo schema di fig. 1, nel quale con 1 è indicato schematicamente un veicolo ferroviario, del quale sono mostrati il carrello 2, la cassa 3 e le sospensioni laterali 4.

Nella maggior parte dei treni attualmente in circolazione, tali sospensioni sono costituite sostanzialmente da un sistema di molle ed ammortizzatori abbastanza cedevoli così da assorbire gli urti ed impedire il trasferimento di tali sollecitazioni alla cassa. Tale soluzione tuttavia non opera correttamente in curva, dato che, per effetto della forza centrifuga, la cassa si sposta fino a raggiungere appositi finecorsa, in cui le sospensioni sono completamente deformate e non sono quindi più in grado di assorbire i disturbi laterali.

Per risolvere questo problema, sono state già proposte e realizzate delle sospensioni attive di tipo pneumatico, comprendenti ciascuna un cilindro pneumatico collegato ad un serbatoio di alimentazione tramite valvole controllate da un'apposita elettronica di regolazione. In tale tipo di soluzione, i disturbi laterali generati sul carrello vengono assorbiti grazie alla intrinseca cedevolezza delle sospensioni pneumatiche, mentre la forza agente sulla cassa per effetto della curva viene compensata tramite il sistema di regolazione. In particolare, in tale soluzione, attraverso un apposito accelerometro viene misurata l'accelerazione centripeta esistente su un carrello del treno (ad esempio della motrice) e correlata alla forza centrifuga, e attraverso un'elettronica di comando viene controllato l'afflusso ai cilindri pneumatici in modo tale che questi generino una forza opposta alla forza centrifuga.

Benché teoricamente tale soluzione risolva il problema indicato, in pratica la forza generata attraverso i cilindri della sospensione attiva presenta errori, soprattutto in condizioni dinamiche, per cui la correzione prevista non è sufficiente a garantire un sufficiente comfort.

Si è pensato allora di utilizzare un sistema idraulico che, grazie alle sue intrinseche caratteristiche (elevata rapidità di risposta ed accuratezza) , è in grado di fornire una migliore correzione al problema dell'accelerazione in curva, fornendo una ricentratura della cassa rispetto al carrello più rapida e precisa. Inoltre, i sistemi idraulici si prestano meglio alla generazione di forze di entità elevata rispetto ai sistemi pneumatici, con conseguente minore peso e ingombro.

Il problema con i sistemi idraulici consiste nella bassa cedevolezza degli stessi, e quindi nella loro scarsa capacità di assorbire sollecitazioni molto rapide, quali gli urti generati sui carrelli dei veicoli ferroviari.

Lo stesso tipo di problema esiste in genere nei sistemi di regolazione di una forza di tipo idraulico, cui si farà in seguito riferimento, per generalità.

Come sopra accennato, i sistemi di regolazione idraulici sono generalmente utilizzati quando si debbano generare forze elevate e quando venga richiesta una rapida ed accurata variazione della forza regolata; la possibilità di utilizzare in sicurezza alte pressioni consente infatti di ridurre il peso e l'ingombro dei componenti impiegati, mentre la bassa elasticità del fluido idraulico permette di ottenere una rapida variazione delle pressioni e quindi della forza regolata. Quest 'ultima proprietà, ossia la bassa elasticità del fluido idraulico, costituisce però un inconveniente quando si debba regolare una forza in presenza di rapidi movimenti dell'organo meccanico sul quale viene esercitata la forza stessa. Tali movimenti, infatti, creano una variazione non voluta della pressione e quindi della forza regolata.

Scopo della presente invenzione consiste nel realizzare un sistema di regolazione di una forza di tipo idraulico, tale quindi da sfruttare appieno i vantaggi offerti da tale tipo di regolazione, in grado di garantire un'accurata regolazione della forza anche in presenza di disturbi rapidi, risolvendo i problemi riscontrati nei sistemi noti.

Secondo la presente invenzione viene realizzato un sistema di regolazione di una forza, comprendente un attuatore idraulico includente un cilindro alloggiante un pistone mobili uno rispetto all'altro ed atti a generare una forza effettiva; un circuito idraulico alimentante detto cilindro idraulico e comprendente un elemento di comando dell'alimentazione di detto cilindro; un anello di regolazione della forza, comprendente un'unità di misura di detta forza effettiva, un'unità differenziale ricevente un segnale di forza effettiva da detta unità di misura ed un segnale di forza nominale ed atto a generare un segnale di errore, un regolatore ricevente detto segnale di errore ed atto a generare un primo segnale di comando per detto elemento di comando, caratterizzato dal fatto di comprendere un misuratore di velocità, atto a misurare la velocità relativa fra detto pistone e detto cilindro, e mezzi di compensazione atti a generare un segnale supplementare di comando per detto elemento di comando in base a detta velocità in modo atto a determinare un comportamento sostanzialmente elastico di detto sistema idraulico.

In pratica, secondo l'invenzione, viene prevista un'apposita regolazione che, basandosi sulla misura della velocità dell'elemento meccanico sul quale agisce la forza regolata, varia i segnali di regolazione in modo da annullare ad ogni istante le variazioni di forza generate dai movimento dell'elemento meccanico stesso. In sostanza, tale tecnica di regolazione introduce una elasticità o cedevolezza "artificiale" nel sistema idraulico di tipo tradizionale.

Per una migliore comprensione della presente invenzione ne viene ora descritta una forma di realizzazione preferita, a puro titolo di esempio non limitativo, con riferimento ai disegni allegati, nei quali:

- la figura 1 mostra uno schema di una carrozza ferroviaria;

- la figura 2 presenta uno schema di controllo di un sistema idraulico di regolazione di forza di tipo noto;

- la figura 3 mostra uno schema più dettagliato di un particolare del sistema di fig. 3; e

- la figura 4 illustra un sistema idraulico di regolazione di forza secondo la presente invenzione.

Con riferimento alla figura 2, viene ora descritto lo schema di controllo noto per un regolatore di forza di tipo noto.

In figura 2, il sistema idraulico 10 comprende un attuatore lineare 11 collegato, attraverso una servovalvola 12, ad un condotto di alimentazione 13 e ad un condotto di ritorno 14. L'attuatore 11 comprende un cilindro 15 ed un pistone 16, mobile all'interno del cilindro 15 e collegato ad un organo meccanico traslante 18 (ad esempio, nel caso del veicolo ferroviario di fig. 1, l'organo traslante 18 può essere costituito dal carrello 2 e il cilindro 15 può essere fissato alla cassa 3). Un condotto 20 dotato di un orifizio calibrato 21 collega fra loro le due camere 15a, 15b del cilindro 15. La servovalvola 12 regola l'afflusso del liquido pressurizzato verso e dalle camere 15a, 15b, in base al segno e all'ampiezza della ccrrente I alimentata in ingresso.

Il sistema 10 comprende inoltre due trasduttori di pressione 21a, 21b, collegati ad una rispettiva camera li*a, 15b dell'attuatore 11 per misurare la pressione esistente all'interno delle camere stesse. I trasduttori di pressione 22a, 22b sono collegati, tramite rispettivi conduttori 23a, 23b, ad un'unità elettronica di regolazione 25. L'unità 25 comprende: - un primo nodo sommatore 26 ricevente in ingresso i due segnali di pressione p, e p2 generati dai trasduttori 22a, 22b e generante in uscita un segnale differenza Δρ;

- un'unità di guadagno 27 che moltiplica il segnale differenza Δρ per un coefficiente di guadagno A, e genera in uscita un segnale Fra corrispondente alla forza F esercitata dal pistone 15;

- un secondo nodo sonunatore 28 ricevente in ingresso il segnale Fm di forza effettiva misurata ed un segnale di forza richiesta Fr e genera in uscita un segnale differenza E pari all'errore;

- un regolatore 29 che fornisce in uscita la corrente I corrispondente alla correzione richiesta, per il comando della servovalvola 12.

Nel sistema idraulico 10, l'unità elettronica 25 riceve il segnale di comando di forza richiesta Fr (nel caso specifico del veicolo ferroviario, la forza che deve essere generata per annullare la forza centrifuga dovuta al movimento in curva, come sopra spiegato e determinata tramite un'apposita unità di elaborazione o tramite lettura di un'apposita tabella) e il segnale di forza effettiva Fm generata dall'attuatore 11; in base all'errore E, utilizzando una legge di regolazione nota (ad esempio tramite regolatore PID), genera un segnale di corrente di comando e quindi, dopo opportuna amplificazione, fornisce in uscita la corrente I per la servovalvola.

Nel sistema idraulico di fig. 2, il condotto 20 e l'orifizio calibrato 21 hanno lo scopo di ridurre il guadagno in pressione della servovalvola, che è troppo elevato per alcuni tipi di applicazione (ad esempio quello ferroviario qui considerato) , e migliorare di conseguenza la stabilità del sistema 10.

Il sistema 10 può essere dotato di altri componenti (non illustrati) per migliorare le prestazioni, ad esempio per ridurre gli effetti dell'offset e i trafilamenti nella servovalvola e realizzare un determinato comportamento in caso di avaria.

Come sopra accennato, se l'organo meccanico 18 sul quale agisce la forza F generata dall'attuatore idraulico il è fermo o si muove a bassa velocità, il sistema idraulico 10 è in grado di regolare la forza con grande accuratezza e rapidità di risposta. Ad esempio, per sistemi idraulici in grado di generare forze di alcune tonnellate è possibile ottenere una risposta in frequenza con banda passante fino a circa 10 Hz e quindi una costante di tempo predominante di 15-20 ms. Se invece l'organo meccanico 18 si muove a velocità elevata (costante o variabile) , possono nascere, a seconda delle condizioni operative, errori anche grandi nel valore della forza applicata.

Secondo l'invenzione, quindi, il sistema idraulico 10 viene modificato in modo da presentare una elasticità "artificiale” tale da consentire la regolazione anche in presenza di disturbi legati al movimento dell'organo traslante 18.

Per evidenziare i principi in base ai quali opera il sistema idraulico secondo l'invenzione, si consideri inizialmente lo schema di fig. 3, mostrante più in dettaglio la struttura della servovalvola 12, e specificamente, la struttura del cassetto 30 della servovalvola 12.

Se nel circuito di fig. 3 si vuole ottenere una forza F diretta nel verso indicato nella figura (verso destra) , il cassetto 30 deve essere spostato verso sinistra rispetto alla posizione centrale in modo da avere il passaggio di una certa portata di liquido dalla linea di alimentazione 13 verso la camera sinistra 15a e, allo stesso tempo, il passaggio di una uguale portata di liquido dalla camera destra 15b verso la linea di ritorno 14.

Se il pistone 15 è fermo, la portata Q di fluido attraverso la servovalvola 12 è pari alla portata QL attraverso l'orifizio calibrato 21 che, in prima approssimazione, può essere considerata proporzionale alla differenza di pressione

con KL coefficiente di fuga attraverso l'orifizio 21.

In una servovalvola, la relazione linearizzata fra

la portata Q e la differenza di pressione controllata Δρ è data da:

in cui I è la corrente della servovalvola, GQ è il guadagno in portata e Gp è il guadagno in pressione.

Nella condizione di pistone fermo, uguagliando Q a QL (equazione di continuità) e quindi la (1) alla (2), si ottiene la seguente relazione fra differenza di pressione Δρ e corrente di servovalvola I:

Da questa relazione si vede che modulando la corrente di servovalvola si ottiene una corrispondente variazione della differenza di pressione e quindi della forza regolata. Si deve anche osservare che tale relazione è stata ricavata indipendentemente dalla posizione del pistone; quindi, qualunque sia la posizione del pistone, a parità di corrente I di servovalvola, si ha la stessa differenza di pressione Δρ. Ciò significa anche che, se il pistone si muove, lo spostamento del pistone di per sé non provoca una variazione di pressione; è la sua velocità di spostamento che, come verrà sotto dimostrato, causa una variazione delle pressioni nelle camere 15a, 15b del cilindro 15.

Se il pistone 16 si muove verso destra rispetto al cilindro 15 con velocità V, come mostrato in fig. 3, la portata Q attraverso la servovalvola 12, trascurando la comprimibilità del liquido, deve uguagliare la somma della portata QL attraverso l'orifizio calibrato 21 e della portata AV (prodotto della velocità del pistone per la sua area A) dovuta al moto del pistone 16. In queste condizioni, e tenendo conto della relazione (1), l'equazione di continuità diventa:

Sostituendo nella (4) la (2) e con semplici passaggi, si ricava che la differenza di pressione Δρ in questo caso è pari a:

Il termine AV/GQ che compare a numeratore costituisce un disturbo che genera un errore sulla differenza di pressione e quindi sulla forza regolata. Poiché l'area A del pistone viene scelta in base alla pressione disponibile e alla forza massima che deve essere generata, se si vuole ridurre l'errore di pressione causato dalla velocità del pistone occorre avere un guadagno in portata GQ grande, ossia in pratica una servovalvola grande. Maggiore è la dimensione della servovalvola, minore è, a parità di altre condizioni, l'errore causato dalla velocità del pistone 16. Per ogni applicazione, però, esistono dei limiti alla dimensione massima accettabile per una servovalvola. All'aumentare delle dimensioni della servovalvola, aumentano infatti i trafilamenti interni con conseguente incremento della portata continuativa richiesta; inoltre, l'aumento del guadagno in portata Gfl porta ad un aumento del guadagno dell'anello di regolazione che non può essere spinto oltre un certo limite per non pregiudicare la stabilità del sistema. Risulta pertanto che il sistema di regolazione della forza sopra descritto presenta una elevata impedenza, ossia un elevato rapporto fra la forza generata F e la velocità di spostamento V.

Per ridurre drasticamente l'impedenza del sistema e renderlo quindi cedevole agli spostamenti, occorre annullare, o quanto meno ridurre notevolmente, l'effetto del termine AV/GQ che compare nella (5). Per ottenere ciò, secondo l'invenzione, vengono previsti un trasduttore di velocità che misura la velocità relativa fra il pistone 16 e il cilindro 15 e uno stadio di generazione di una corrente correttiva I,. Al proposito, si veda lo schema di figura 4 di un sistema di regolazione 10' che, rispetto a quello 10 di figura 2 noto, comprende inoltre un ulteriore anello di regolazione 35 all'interno dell'unità di regolazione 25'. L'anello 35 comprende a sua volta uno stadio di compensazione 36 ricevente un segnale di velocità V generato da un trasduttore 37 associato al pistone 16; lo stadio 36 genera in uscita una corrente di correzione I, alimentata ad un nodo sommatore 38 che la somma alla corrente I generata dal regolatore 29 e alimenta una corrente complessiva regolata I2 alla servovalvola 12.

Lo stadio di compensazione 36 non è altro che un moltiplicatore che riceve il segnale di velocità V e genera la corrente I1 in base alla relazione:

Di conseguenza, la differenza di pressione Δρ regolata diventa:

Se si sceglie il valore del fattore correttivo K in modo che sia K=A/GQ, il disturbo sulla pressione regolata causato dalla velocità del pistone 16 viene completamente annullato ed il sistema idraulico 10'diventa ad impedenza nulla; il pistone 16 è quindi in grado di muoversi a qualunque velocità senza creare variazioni della pressione regolata. Ciò avviene in pratica perché la corrente di correzione I1 della servovalvola 12 fa aprire quest'ultima della quantità esattamente necessaria per fare passare, in presenza della differenza di pressione Δρ voluta, la portata AV creata dal movimento del pistone 16 rispetto al cilindro 15.

La soluzione presentata consente l'utilizzazione di alcuni accorgimenti per migliorare il grado di accuratezza, a seconda della velocità del pistone 16. Ad esempio, poiché il guadagno in portata GQ non è costante, ma varia al variare della differenza di pressione regolata, il fattore correttivo moltiplicativo K = A/GQ può essere costante e scelto in base al valore medio di GQ, oppure può essere fatto variare seguendo le variazioni del guadagno in portata con p1 e p2 (ad esempio, utilizzando una apposita tabella prememorizzata, come indicato simbolicamente in figura 4 dalla freccia 40).

Risulta infine chiaro che al sistema di regolazione qui descritto ed illustrato possono essere apportate modifiche e varianti senza per questo uscire dall'ambito protettivo della presente invenzione. In particolare, si sottolinea la sua vantaggiosa applicazione ad una sospensione laterale attiva per veicoli ferroviari, in modo da garantire da un lato la ricentratura in curva, grazie alla generazione di una forza opposta alla forza centrifuga, e dall'altro l'assorbimento degli urti sul carrello tali da provocare un rapido spostamento del pistone, grazie alla realizzazione di una "elasticità artificiale", come sopra descritto.

Inoltre, lo schema a blocchi mostrato può essere variato e modificato in base alle esigenze: in particolare si sottolinea il fatto che l'unità di potenza, che genera la corrente alimentata alla servovalvola, può essere scorporata dal regolatore 29 e dall'unità di compensazione 37 ed essere disposta a valle del nodo sommatore 38, nel qual caso il regolatore 29 e l'unità di compensazione 37 generano rispettivi segnali elettronici di comando sommati nel nodo 38 e successivamente amplificati.

Claims (9)

1. RIVENDICAZIONI 1. Sistema idraulico (10') di regolazione di una forza, comprendente un attuatore idraulico (11) includente un cilindro (15) alloggiente un pistone (16) mobili uno rispetto all'altro ed atti a generare una forza effettiva; un circuito idraulico (12-14) alimentante detto cilindro e comprendente un elemento di comando (12) dell'alimentazione di detto cilindro; un anello di regolazione della forza, comprendente un'unità di misura (22a, 22b, 26, 27) di detta forza effettiva, un'unità differenziale (28) ricevente un segnale di forza effettiva (Fm) da detta unità di misura ed un segnale di forza nominale (Fr) ed atto a generare un segnale di errore (E), un regolatore (29) ricevente detto segnale di errore ed atto a generare un primo segnale di comando (I) per detto elemento di comando (12), caratterizzato dal fatto di comprendere un misuratore di velocità (37), atto a misurare la velocità (V) relativa fra detto pistone (16) e detto cilindro (15), e mezzi di compensazione (36) atti a generare un segnale supplementare di comando (I1) per detto elemento di comando (12) in base a detta velocità in modo atto a determinare un comportamento sostanzialmente elastico di detto sistema idraulico (10').
2. 2. Sistema idraulico secondo la rivendicazione 1, caratterizzato dal fatto che detti mezzi di compensazione (36) comprendono un moltiplicatore atto a moltiplicare un segnale di velocità (V) generato da detto misuratore di velocità (37) per un fattore moltiplicativo (K).
3. 3. Sistema idraulico secondo la rivendicazione 2, caratterizzato dal fatto che detto fattore moltiplicativo (K) è pari a A/GQ, con A area di detto pistone (16) e Gfl guadagno in portata di detto elemento di comando (12).
4. 4. Sistema idraulico secondo la rivendicazione 3, caratterizzato dal fatto che detto fattore moltiplicativo (K) è costante.
5. 5. Sistema idraulico secondo la rivendicazione 3, caratterizzato dal fatto che detto fattore moltiplicativo (K) è variabile e dipende dalla differenza di pressione (Δρ) esistente in detto cilindro (15) di detto attuatore (11).
6. 6. Sistema idraulico secondo una qualsiasi delle rivendicazioni precedenti, caratterizzato dal fatto di comprendere un elemento sommatore (38) ricevente detto primo segnale di comando (I) e detto segnale di comando supplementare (I,) e generante in uscita un segnale somma (I2) alimentato a detto elemento di comando (12).
7. 7. Sistema idraulico secondo una qualsiasi delle rivendicazioni precedenti, caratterizzato dal fatto che detto elemento di comando comprende una servovalvola (12).
8. 8. Sistema idraulico secondo una qualsiasi delle rivendicazioni precedenti, caratterizzato dal fatto di costituire una sospensione laterale attiva (4) per un veicolo ferroviario (1).
9. 9. Sistema idraulico di regolazione di una forza, come descritto con riferimento ai disegni allegati.