Capitolo 6 Progettazione della macchina

50

Capitolo 6

Progettazione della macchina

6.1

Scelte progettuali a livello di componenti

In questo capitolo si stabiliscono i criteri di progetto per i principali componenti del drop weight tester e si valutano le soluzioni architetturali illustrate nel capitolo 5. Successivamente, per agevolare la scelta di una sola di queste soluzioni per ciascun componente, si costruisce, quando si ritiene utile, una tabella con le caratteristiche fondamentali da considerare e si as-segna un punteggio a ogni soluzione. Infine si sviluppano solo le architet-ture vincenti. Tutti i disegni quotati dei componenti progettati vengono ri-portati nel capitolo 8.

6.1.1 Attrezzatura per il supporto del provino

L'attrezzatura di supporto del provino è formata da una piastra, con un'apertura rettangolare al centro, fissata rigidamente sulla macchina e da quattro morsetti a ginocchiera che mantengono in posizione il provino. Le indicazioni per disegnare questo particolare supporto sono descritte nella normativa [1] (cfr. paragrafo 2.3).

6.1.1.1 Morsetti a ginocchiera

Si tratta di componenti, scelti da catalogo, che devono opporsi senza ce-dimenti a una forza verso l'alto di almeno 1100 N. Confrontando i due mor-setti Elesa MOA.230-M e Kipp K0074.0150 (in appendice A.2 e A.3) si prefe-risce quello Kipp perché, nella posizione sbloccata, ha un minore ingombro verticale permettendo così di diminuire la distanza fra la piastra intermedia della macchina e la piastra dove viene posizionato il provino. Di

conse-51

guenza è possibile realizzare una punta più corta per l'impattatore, con il duplice vantaggio di diminuire il peso e aumentare le frequenze naturali. L'ingombro verticale del morsetto in posizione sbloccata risulta, per il mo-dello Elesa, approssimativamente di 144,5 mm mentre per il momo-dello Kipp di circa 105 mm (cfr. figura 6.1).

6.1.1.2 Struttura di supporto del provino standard ASTM D7136

Si è deciso di dotare questo drop weight tester di due attrezzature di supporto del provino, entrambe rispondenti allo standard ASTM D7136, scegliendo l'una o l'altra a seconda della lunghezza della punta installata sull'impattatore. Questo aspetto sarà trattato più in particolare nel capito-lo 7.

Usando le punte lunghe, quando la massa dell'impattatore supera 4,5 kg, è più comodo e sicuro l'impiego del supporto di figura 6.2 a posizio-nato nella parte inferiore della macchina. In questo caso si può sfruttare il dispositivo anti-rimbalzo automatico.

Se la massa dell'impattatore è minore di 4,5 kg si usa la punta corta e di conseguenza si deve impiegare il supporto di figura 6.2 b vincolato sulla piastra intermedia della macchina. In questo caso si deve però rimuovere il dispositivo anti-rimbalzo e l'operatore deve provvedere direttamente ad

zionare l'anti-rimbalzo manu paragrafo 7.3 della normativa

Tutte le informazioni per disegnare queste attrezzature sono contenute nel paragrafo 2.3. In figura 6.2 si possono notare le tre spine cilindriche ut lizzate per posizionare correttamente il provino sulla piastra di suppor

Prima di dare inizio ai test è necessario procedere all'allineamento dell'attrezzatura di supporto servendosi di un provino sul quale è stato tracciato il centro. Occorre spostare l'attrezzatura in modo da far coincidere il centro del percussore con il

serraggio delle quattro viti che bloccano l'attrezzatura di supporto sulla macchina.

6.1.2 Base di supporto stretta

Si è scelto di realizzare una struttura con una piastra di base e quattro zampe sulle quali viene

macchina (cfr. figura 6.3).

La zampa è costituita da due flange circolari saldate alle estremità di un tubo. Dal catalogo Edilsider è stato scelto un tubo di acciaio senza saldatura per applicazioni mecc

spessore di 12,5 mm [13]

(a) supporto per impattatore con punta lunga.

Figura 6.2: differenti attrezzature di supporto

52

rimbalzo manuale. Tale possibilità è contemplata anche nel paragrafo 7.3 della normativa [1].

Tutte le informazioni per disegnare queste attrezzature sono contenute nel paragrafo 2.3. In figura 6.2 si possono notare le tre spine cilindriche ut lizzate per posizionare correttamente il provino sulla piastra di suppor

Prima di dare inizio ai test è necessario procedere all'allineamento dell'attrezzatura di supporto servendosi di un provino sul quale è stato tracciato il centro. Occorre spostare l'attrezzatura in modo da far coincidere il centro del percussore con il centro del provino. Solo allora si completa il serraggio delle quattro viti che bloccano l'attrezzatura di supporto sulla

Base di supporto stretta

Si è scelto di realizzare una struttura con una piastra di base e quattro zampe sulle quali viene appoggiata e fissata la parte superiore attiva della macchina (cfr. figura 6.3).

La zampa è costituita da due flange circolari saldate alle estremità di un tubo. Dal catalogo Edilsider è stato scelto un tubo di acciaio senza saldatura per applicazioni meccaniche con un diametro esterno di 82,5

[13]. Otto fori sulla flangia permettono il collegamento

(a) supporto per impattatore con punta (b) supporto per impattatore con punta corta.

: differenti attrezzature di supporto per provino standard ASTM D7136.

ale. Tale possibilità è contemplata anche nel

Tutte le informazioni per disegnare queste attrezzature sono contenute nel paragrafo 2.3. In figura 6.2 si possono notare le tre spine cilindriche uti-lizzate per posizionare correttamente il provino sulla piastra di supporto.

Prima di dare inizio ai test è necessario procedere all'allineamento dell'attrezzatura di supporto servendosi di un provino sul quale è stato tracciato il centro. Occorre spostare l'attrezzatura in modo da far coincidere centro del provino. Solo allora si completa il serraggio delle quattro viti che bloccano l'attrezzatura di supporto sulla

Si è scelto di realizzare una struttura con una piastra di base e quattro appoggiata e fissata la parte superiore attiva della

La zampa è costituita da due flange circolari saldate alle estremità di un tubo. Dal catalogo Edilsider è stato scelto un tubo di acciaio senza saldatura aniche con un diametro esterno di 82,5 mm e uno . Otto fori sulla flangia permettono il collegamento

(b) supporto per impattatore con punta

53

della zampa mediante viti mordenti. La zampa viene posizionata rispetto alla piastra di base e alla piastra intermedia della macchina grazie a una spina inserita al centro di ciascuna flangia. Vengono impiegate le spine di riferimento solo per due colonne non adiacenti essendo questo sufficiente ad assicurare il corretto posizionamento fra le due piastre sopra menziona-te. Quattro fori nella parte centrale della piastra di base servono per blocca-re l'attblocca-rezzatura di figura 6.2 a. Ulteriori fori possono esseblocca-re aggiunti per fissare altre attrezzature di supporto qualora s'intenda fare test su altri componenti particolari.

6.1.3 Base di supporto larga

Per la base di supporto larga è stata presa a modello quella disponibile tra gli accessori per la macchina Instron Dynatup 9250 [6] la cui struttura è interamente realizzata con travi da carpenteria di acciaio.

Il telaio orizzontale, dove viene fissata la parte superiore attiva del drop weight tester, è costituito da due travi parallele con sezione HE alle quali vengono saldate due travi più piccole disposte trasversalmente. Nella zona centrale della base vengono saldati, trasversalmente, due larghi piatti sui quali viene appoggiata e bullonata la parte superiore attiva della macchina. Quest'ultima viene posizionata sfruttando gli stessi fori predisposti per il Figura 6.3: modello 3-D della base di supporto stretta.

54

collegamento delle zampe tubolari facenti parte della base di supporto stretta. Due ulteriori larghi piatti saldati nella parte centrale, disposti tra-sversalmente rispetto alle due travi lunghe HE irrigidiscono la struttura della base larga. Quattro travi di sezione HE 240A [14] con due flange sal-date alle estremità fungono da zampe. Queste ultime sono fissate con otto viti alla piastra che poggia sul pavimento e con sei viti alle due travi oriz-zontali più lunghe, rinforzate con piastre e fazzoletti nelle zone dove vanno bullonate le zampe.

6.1.4 Meccanismo per movimentare la traversa mobile

Si valutano i tre meccanismi proposti nel paragrafo 5.1.2, si confrontano e si sceglie il più adatto a questa macchina utilizzando il metodo descritto in [15] (pag. 42-44). Per prima cosa si identificano (con le lettere A, B, C e D) alcuni requisiti che possano essere espressi in termini quantitativi. Per ogni requisito si stabiliscono cinque intervalli numerici a ciascuno dei quali si at-tribuisce un punteggio di merito e un significato (cfr. Tab 6.1 e Tab 6.2). Nel caso si riscontri, per una delle soluzioni da valutare, un requisito con un punteggio pari a zero, quella soluzione non va presa in considerazione. Figura 6.4 : modello 3-D base di supporto larga.

55

Per ciascuno dei requisiti si definisce la priorità nel seguente modo. Confrontando a due a due i requisiti, si può costruire una matrice di ordine pari al numero dei requisiti ponendo in ciascun posto il numero uno o zero a seconda che abbia maggiore importanza il requisito in riga o in colonna. La somma degli elementi in riga, aumentata di una unità e moltiplicata per dieci fornisce la priorità percentuale di ciascun requisito (cfr. Tab 6.3).

Si calcola infine, con la seguente formula, l'adeguatezza per ciascuna delle tre soluzioni architetturali:

Identif. Requisito Intervallo Punti

A Costo oltre €3000 0 da €2400 a €3000 1 da €1700 a €2400 2 da €1000 a €1700 3 meno di €1000 4

B Errore di posizionamento della traversa

oltre 1 mm 0 da 0,7 mm a 1 mm 1 da 0,4 a 0,7 mm 2 da 0,1 a 0,4 3 minore di 0,1 4

C Tempo per spostare di 2 m la traversa

oltre 5 min 0 da 3,6 min a 5 min 1 da 2,3 min a 3,6 min 2 da 1 min a 2,3 min 3 meno di 1 min 4

D Numero dei componenti principali

più di 20 0 da 17 a 20 1 da 13 a 17 2 da 10 a 13 3 meno di 10 4

Tabella 6.1: requisiti del meccanismo di movimentazione della traversa con intervalli e relativi punteggi. Punti Significato 0 soluzione insoddisfacente 1 soluzione tollerabile 2 soluzione adeguata 3 soluzione buona 4 soluzione molto buona

56

Adeguatezza = (Priorità Punteggio requisito )i i i

×

∑

(6.1)

con i=A, B, C, D

La soluzione architetturale da preferire è quella con il valore più elevato del parametro adeguatezza.

6.1.4.1 Valutazione del meccanismo con viti a ricircolo di sfere

Il meccanismo descritto nel paragrafo 5.1.2.1 garantisce un'elevata accu-ratezza sul movimento della traversa, grazie all'attrito volvente nell'accop-piamento fra vite e chiocciola. Per valutare la precisione si sceglie una vite a ricircolo di sfere con un diametro nominale di 32 mm e passo di 5 mm. Dal catalogo della Officina Meccanica B.B. [8] si considera un tipo di vite rullata selezionata, accoppiata a una chiocciola singola flangiata standard RU3205 che permette di ottenere precisioni accettabili a costi contenuti.

Per questo tipo di vite, scegliendo un livello di precisione C7 (ISO 3408-3), si ha che la massima deviazione del passo su un tratto di vite lungo 300 mm è

V

₃₀₀p

= ±

0,05 mm

. Considerando quindi una lunghezza utile di 2000 mm (massima escursione che può avere la traversa) si ha che la corri-spondente deviazione del passo della vite è

2000

2000 _{0,05 0, 33 mm} 300

p

V = ± ⋅ = ±

Questo valore (essendo presente il segno ± bisogna considerare

2

V

_2000p) corrisponde a un punteggio pari a 2 relativamente al requisito B (cfr. Tab 6.2).

Si valuta ora il requisito C, cioè la rapidità di posizionamento della tra-versa. Si scelgono due pulegge dentate in modo da ottenere un rapporto di riduzione pari a due: una da calettare alle estremità di ciascuna vite a

ricir-A B C D Totale+1 Priorità %

A - 1 1 1 4 40

B 0 - 1 0 2 20

C 0 0 - 0 1 10

D 0 1 1 - 3 30

57

colo e una sull'asse del servomotore. La scelta è stata fatta sul catalogo del produttore Chiaravalli [16] e le caratteristiche sono riportate in tabella 6.4.

Si stabilisce inoltre che la velocità di rotazione di riferimento per il mo-tore deve essere 1500 giri/min. Indicando con g_v il numero di giri che la

vi-te deve compiere per far traslare di 2 metri la chiocciola, con Llo

sposta-mento della chiocciola e con P il passo della vite (5 mm) si ha:

400 giri v L g P = =

Grazie alle relazioni sui rotismi si può scrivere:

1 750 min m v m v N n n N − = ⋅ = dove: v

n è il numero di giri al minuto della vite _min−1_

m

n è il numero di giri al minuto di riferimento del motore_min−1_

m

N è il numero di denti della puleggia calettata sul motore (Tab 6.4)

v

N è il numero di denti della puleggia calettata sulla vite (Tab 6.4).

Il tempot (in minuti) per spostare la chiocciola lungo un tratto di due

metri sulla vite è: 0, 53 min v v g t n = =

Dalla tabella 6.2 si nota che questo valore di t corrisponde a un

punteg-gio pari a 4 relativamente al requisito C.

Puleggia Chiaravalli 26 L 050

Dati tecnici Simbolo Valore

Diametro del foro 11 mm

Diametro della puleggia

m D 78,84 mm Numero di denti m N 26 Puleggia Chiaravalli 52 L 050

Dati tecnici Simbolo Valore

Diametro del foro 14 mm

Diametro della puleggia

v

D 157,66 mm

Numero di denti

v

N 52

58

Si valuta ora il numero di componenti (requisito D) che dà un'idea della complessità della soluzione architetturale in esame. In figura 6.5, dove sono rappresentati i componenti meccanici ed elettronici del sistema, si notano tre pulegge dentate, due calettate sulle viti a ricircolo e una sull'asse del servomotore. Quest'ultimo viene controllato in ciclo chiuso rilevando la po-sizione angolare di una delle due viti tramite un encoder (è sufficiente un modello a 512 impulsi/giro). Un modulo I/O ETN slave (ad esempio il mo-dello ETN72 della Tecnint HTE) riceve il segnale dell'encoder e lo invia a una scheda ETN master controller (ad esempio la TSN-150/PCI della Tec-nint HTE) inserita su un BUS PCI di un PC. Questa scheda elabora il segna-le dell'encoder e provvede al controllo di una scheda driver (ad esempio la MD03 della Futura Elettronica) che ha la funzione di alimentare il motore con la tensione continua necessaria (ad esempio 24 V). Inserendo, per mag-giore chiarezza, in tabella B.12 tutti i componenti necessari se ne contano 18. Il punteggio di merito corrispondente al requisito D è pari a 1 (cfr. Tab 6.2).

Per determinare il costo approssimativo di questa soluzione di movi-mentazione della traversa è necessario prima scegliere la taglia del servo-motore, cioè la sua coppia sviluppata a una prefissata velocità di rotazione. Figura 6.5: Connessioni fra i componenti dell'architettura con viti a ricircolo di sfere.

59

Si è scelto di far lavorare il motore a 1500 giri/min, valore tipicamente usato dai produttori di servomotori nelle loro schede tecniche.

Il carico da sollevare, costituito dalla somma del peso della traversa (cir-ca 15 kg) e di quello dell'impattatore pesante con il massimo (cir-carico addi-zionale (25,5 kg), viene equi - ripartito fra le due chiocciole.

La coppia necessaria per azionare una singola vite a ricircolo, indicata nel catalogo della Officina meccanica B.B. [8], è:

* _{0,175 Nm} 6283 v d F P T η ⋅ = = ⋅ dove: 198,6 N

F= è il carico assiale su una singola chiocciola 5 mm

P= è il passo della vite 0,897

d

η

= è il rendimento diretto della vite, calcolato con la relazione riportata in [8].

Considerando un coefficiente di sicurezza c = 2 sul carico F_A che tenga

conto in qualche modo anche degli attriti nel riduttore a cinghia, nei cusci-netti ecc., la coppia per azionare entrambe le viti è:

*

2v 2 v 0,7 Nm

T = c T⋅ =

Considerando il numero di denti delle pulegge (cfr. Tab 6.4), la coppia richiesta al servomotore è data da:

2 m 0, 35 Nm m v v N T T N = ⋅ =

Fornendo al produttore di servomotori Drive Systems il valore della coppia T_m , è stato suggerito il motore a corrente continua LN 56.5 a 24V

che sviluppa una coppia di 0,53 Nm a 1500 giri/min (cfr. appendice A.4). È bene precisare che il costo di una vite completa di chiocciola a ricircolo di sfere (cfr. Tab B.12) va considerato solo come ordine di grandezza (nes-sun produttore fra quelli consultati si è dimostrato disponibile a fornire un preventivo) in quanto può variare sensibilmente anche in base alle richieste di lavorazioni alle estremità (spallamenti, gole, filettature, fori di centraggio ecc.). Occorre inoltre tenere presente che viti e chiocciole a ricircolo di sfere sono facilmente soggette a impuntamento se sottoposte a carichi radiali an-che di piccola entità. Questo problema può manifestarsi ancora più

fre-60

quentemente nei casi in cui le chiocciole sono montate in parallelo su uno stesso cursore, in quanto risulta più difficoltoso assicurare il parallelismo degli assi delle viti.

Sul costo complessivo di questa soluzione architetturale hanno un peso considerevole anche il motore e i componenti elettronici per il suo control-lo. Per alcuni componenti è stato possibile conoscere il costo, per altri solo un valore molto approssimativo, per altri ancora è stata ritenuta superflua la conoscenza del costo poiché risultava già evidente un costo complessivo decisamente elevato.

Sommando i valori nell'ultima colonna in tabella B.12 per la soluzione con viti a ricircolo di sfere si ottiene un costo complessivo molto alto

. Il punteggio per il requisito di costo è 1 (cfr. Tab 6.2). 6.1.4.2 Valutazione del meccanismo con argano manuale

Si valutano per questo meccanismo i quattro requisiti riportati in tabella 6.2, così come è stato fatto per la soluzione con viti a ricircolo.

In tabella B.12 si contano 10 componenti e quindi il punteggio di merito per il requisito D è 4, come si legge in tabella 6.2.

Si passa ora alla scelta dell'argano. Le caratteristiche che si ricercano so-no un elevato rapporto di riduzione e piccolo diametro per il rocchetto do-ve si avvolge la fune. Questo si traduce nella possibilità di ado-vere sposta-menti più piccoli della fune e quindi della traversa, a parità di angolo di ro-tazione della manovella. Il vantaggio consiste in una maggiore precisione nel posizionamento della traversa mobile.

Fra gli argani di vari produttori si è scelto il modello FACA cod. 550.180.02C (cfr. appendice A.5) con un rapporto di riduzione 1:4, un dia-metro del rocchetto di 50 mm e una portata massima di 550 kg. Si calcola ora l'angolo di rotazione della manovella per avere uno spostamento della fune di 1 mm. Se questo angolo fosse troppo piccolo (meno di qualche gra-do) sarebbe molto difficoltosa l'operazione di posizionamento della traver-sa. La relazione che lega lo spostamento

s

_f della fune con l'angolo di rota-zione

θ

_r del rocchetto tramite il raggio R_r del rocchetto è:

f r r

61

Detto

θ

_m l'angolo di rotazione della manovella e definito

ρ θ θ

= _{r m} il rapporto di riduzione dell'argano si ha che:

9,17 f m r s R

θ

ρ

= ≅ ° ⋅ dove:

1 mm

f

s

=

25 mm r R = 1 4 ρ =

È ragionevole quindi pensare di ruotare a mano la manovella di circa 9° per ottenere uno spostamento di 1 mm della traversa.

Purtroppo però, com'è stato confermato dal produttore, il freno automa-tico azionato dalla presenza del carico, per questa tipologia di argani, non si attiva per qualsiasi angolo di rotazione della manovella ma solamente quando questa ruota di un angolo non ben precisato. Questa modalità in-trinseca di funzionamento dell'argano rende di fatto impossibile sincroniz-zare lo spostamento di 1 mm della traversa con la rotazione di 9,17° della manovella poiché lo spostamento della fune può solo essere un multiplo di uno spostamento angolare non precisato. Per questo motivo il requisito B sulla precisione dello spostamento della traversa non può essere soddisfat-to. La soluzione è insoddisfacente (punteggio zero) e va scartata.

Considerando tutti i componenti necessari per realizzare questa solu-zione architetturale, esclusa la fune, il costo complessivo è anche qui molto alto. Il punteggio del requisito di costo è 3 (cfr. Tab 6.2).

6.1.4.3 Valutazione del meccanismo con i contrappesi

Si valutano ora per la soluzione architetturale con i contrappesi i quattro requisiti in tabella 6.2. Grazie all'impiego di manicotti a ricircolo di sfere l'attrito con le colonne di guida risulta molto ridotto. Scegliendo ad esem-pio i manicotti Rexroth Linear Bushing Standard [20], montati senza guar-nizioni, il coefficiente di attrito è compreso fra 0,001 e 0,0025. Si ritiene che questo coefficiente di attrito sia sufficientemente basso da permettere il po-sizionamento della traversa contrappesata con una incertezza massima di 1 mm, spostando la traversa manualmente e collimando un apposito indice

62

con una barra millimetrata verticale. Il punteggio relativo al requisito B sull'errore di posizionamento è 2.

Per valutare approssimativamente la velocità di posizionamento della traversa si è pensato di misurare il tempo impiegato simulando le azioni che un operatore deve compiere per preparare la macchina per un test con l'impattatore standard al massimo carico e alla massima altezza di caduta. La procedura che l'operatore deve eseguire è la seguente:

1. caricare l'impattatore poggiato sul dispositivo anti-rimbalzo con gli eventuali pesi richiesti per il test;

2. sganciare l'impattatore dalla traversa mobile;

3. sollevare la traversa fino all'altezza massima in modo da portare in basso i contrappesi permanenti;

4. caricare i porta dischi per bilanciare la massa dell'impattatore precedentemente preparato e agganciarli sotto i contrappesi per-manenti;

5. aiutandosi con un'asta, dotata di un gancio all'estremità, tirare in basso la traversa fino ad agganciare l'impattatore con l'elettroma-gnete. Il sistema a questo punto è bilanciato;

6. sollevare parzialmente la traversa in modo da poter posizionare e bloccare il provino;

7. portare la traversa all'altezza per il test, allineando l'indice sulla barra millimetrata, e bloccare la traversa con l'apposito dispositi-vo (descritto nel paragrafo 6.1.7);

8. eseguire il test.

A questo punto se si vuole eseguire un test senza variare la massa dell'impattatore è sufficiente sbloccare la traversa e tirarla in basso, altri-menti si possono rimuovere i due portadischi e riportare in basso la traver-sa senza alcuno sforzo.

La procedura di preparazione poc'anzi descritta è stata completata in un tempo compreso fra 4 e 5 minuti. Per il requisito C si assegna quindi il pun-teggio 1 (cfr. Tab 6.2).

Per questa soluzione si contano 16 componenti (cfr. Tab B.12) per cui il punteggio per il requisito D è 2 (cfr. Tab 6.2).

63

Il costo complessivo dei principali componenti che caratterizzano questa soluzione è alto (cfr. Tab B.12) e di conseguenza il punteggio per il requisito A è 3.

6.1.4.4 Confronto fra i meccanismi di movimentazione

Dopo aver valutato le prestazioni dei tre meccanismi di movimentazio-ne della traversa non resta che applicare la relaziomovimentazio-ne(6.1)per determinare l'adeguatezza. Per i tre meccanismi esaminati e per ciascun requisito consi-derato sono riportati in tabella 6.5: priorità, punteggio, adeguatezza del re-quisito e adeguatezza del meccanismo. Si noti che il meccanismo con arga-no manuale ha un punteggio pari a zero relativamente al requisito B (preci-sione del posizionamento) per cui risulta inadatto. Si è deciso allora di non stimare il tempo relativo al requisito C e di non valutare l'adeguatezza.

Il meccanismo con i contrappesi è quello scelto per questo drop weight tester e viene progettato più nel dettaglio nel paragrafo 6.1.6.

6.1.5 Dispositivo per lo sgancio dell'impattatore

Si confrontano i tre dispositivi proposti nel paragrafo 5.1.3 e si procede, analogamente a quanto fatto nel 6.1.4, per il meccanismo di movimentazio-ne della traversa. Si identificano alcuni requisiti e cinque intervalli numeri-ci, cui corrispondono altrettanti punteggi e si riporta il tutto in tabella 6.6. Il significato dei punteggi è lo stesso indicato in tabella 6.1. I requisiti sono: il

Meccanismo Requisito Priorità Punti Adeguatezza del requisito Adeguatezza del meccanismo Viti a ricircolo A 0,40 1 0,4 1,5 B 0,20 2 0,4 C 0,10 4 0,4 D 0,30 1 0,3 Argano manuale A 0,40 3 1,2 - B 0,20 0 0 C 0,10 - - D 0,30 3 0,9 Contrappesi A 0,40 3 1,2 2,3 B 0,20 2 0,4 C 0,10 1 0,1 D 0,30 2 0,6

Tabella 6.5: valutazione dell'adeguatezza dei tre meccanismi di movimentazione del-la traversa presi in esame.

64

costo (requisito A), la componente verticale della forza indesiderata che il dispositivo imprime all'impattatore durante il rilascio (requisito B) e il nu-mero di componenti principali del dispositivo, che dà un'idea della sua complessità (requisito C).

Mediante la matrice in tabella 6.7 vengono determinate le priorità per i requisiti e infine con la formula (6.1) si calcola l'adeguatezza per le tre solu-zioni in esame.

Idealmente il dispositivo di rilascio non dovrebbe imprimere alcuna for-za verticale all'impattatore in modo che questo inizi il suo moto di caduta con accelerazione pari proprio alla gravità. Si può comunque pensare di ac-cettare una forza verticale indesiderata sull'impattatore entro un certo limi-te, definito dal rapporto fra la componente verticale della forza impressa dal dispositivo di sgancio e il peso dell'impattatore. Naturalmente il valore massimo di tale rapporto si ha impiegando l'impattatore leggero.

Identif. Requisito Intervallo Punti

A Costo oltre €350 0 da €250 a €350 1 da €150 a €250 2 da €50 a €150 3 meno di €50 4

B Rapporto forza verticale indesiderata/peso dell'impattatore

oltre 0,1 0 da 0,07 a 0,1 1 da 0,04 a 0,07 2 da 0,01 a 0,04 3 minore di 0,01 4

C Numero dei componenti principali

più di 11 0 da 9 a 11 1 da 6 a 8 2 da 3 a 5 3 fino a 2 4

Tabella 6.6: requisiti del dispositivo di sgancio dell'impattatore con intervalli e rela-tivi punteggi.

A B C Totale+1 Priorità %

A - 1 1 3 30

B 0 - 0 1 10

C 1 0 - 2 20

65

6.1.5.1 Dispositivo basato su un elettromagnete permanente

Questa soluzione richiede un elettromagnete permanente installato sotto la traversa mobile e un piattello di materiale ferromagnetico montato sulla sommità dell'impattatore. Al momento dello sgancio la forza generata dal magnete permanente viene quasi completamente neutralizzata dall'eccita-zione di una bobina integrata nel magnete.

Un elettromagnete adatto, considerando che il massimo peso dell'impat-tatore è di 250,1 N, è il Magnet Schultz GMPX 050 X00 B01 (cfr. appendice A.6) [22]. Le caratteristiche riportate in tabella 6.8 si riferiscono all'utilizzo in combinazione col piattello Magnet Schultz G ZZ E 050 X00 A01 assicu-randosi del perfetto contatto fra piattello e magnete [22]. Per il costo di que-sto elettromagnete (cfr. Tab B.12). Il punteggio per il requisito A è 4 (cfr. Tab 6.6).

L'elettromagnete necessita solo di un alimentatore 24 V DC e di un in-terruttore elettrico per l'attivazione. Tale dispositivo di sgancio è quindi co-stituito da 3 componenti principali. Il punteggio associato al requisito C è 4 (cfr. Tab 6.6).

Si nota che la forza F_M è circa 2,5 volte il peso massimo dell'impattatore

e garantisce quindi sufficiente sicurezza sulla capacità di ritenzione da par-te del magnepar-te.

Nella scheda tecnica viene dichiarato che alimentando la bobina dell'e-lettromagnete con una corrente costante di 1,1 A il dispositivo esercita una forza magnetica residua F_MR =8 N sul piattello di cui sopra.

Il rapporto fra la forza magnetica residua F_MR e il peso minimo

dell'im-pattatore (19,6 N) è 0,40. Il punteggio del requisito B risulta zero (cfr. Tab 6.6). È doveroso però fare due osservazioni. La forza residua F_MR ha verso

opposto alla gravità ed inoltre si estingue non appena il piattello si allonta-na dall'elettromagnete di qualche millimetro. Si ritiene dunque che questa

Magnet Schultz GMPX 050 X00 B01 Valore

Forza magnetica massimaF_M 640 N Forza magnetica residuaF_MR con bobina alimentata 8 N Tensione e corrente costante di alimentazione bobina 24 V DC, 1,1 A

66

forza FMRabbia una influenza senz'altro trascurabile sul moto di caduta dell'impattatore. Si decide comunque, cautelativamente, di assegnare al re-quisito B un punteggio pari a 3.

6.1.5.2 Dispositivo con attuatore pneumatico

Per questa soluzione di sgancio con attuatore pneumatico sono necessari una sbarretta di acciaio con una estremità sagomata a gancio incernierata a due supporti fissati sotto la traversa mobile e un attuatore pneumatico a semplice effetto con molla di ritorno. Ovviamente occorrono altri compo-nenti per il funzionamento dell'attuatore.

Per avere un quadro più preciso dell'ingombro e dei costi occorre de-terminare una stima della forza richiesta all'attuatore per far ruotare il gan-cio. Nel discorso seguente si fa riferimento sempre alla figura 6.6. Il mo-mento della forza dell'attuatore F_A, assumendo d'ora innanzi come polo il

punto O, deve superare il momento della forza di attrito F_Bh tra il perno di

sospensione dell'impattatore e il gancio.

È evidente che risulta conveniente, compatibilmente con i vincoli d'in-gombro e di funzionamento del cinematismo, allungare il braccio OA e ac-corciare il braccio OB. Si trascura l'attrito nelle cerniere O e A. Nella cernie-ra in O si assume un coefficiente di attrito pari a 0,15 (acciaio su acciaio lu-brificato). Eventualmente, per ridurre ulteriormente la forza d'attrito dovu-ta al peso dell'impatdovu-tatore sul gancio si può inanellare un piccolo tubo sul

Figura 6.6:schema delle forze agenti sul gancio azionato dall'attuatore pneumatico.

O A

67 perno di sospensione dell'impattatore.

La forza d'attrito statico sul gancio è massima con l'impattatore al mas-simo carico. Essa è F_Bh=37,5 N. Da uno studio d'ingombro del

cinemati-smo si scelgono le lunghezze OA=80 mm e OB=50 mm (cfr. figura 6.6). Si calcola che la forza minima richiesta all'attuatore è F_A =23, 4N.

Un attuatore adatto può essere il Festo AEN 16 K8 (versione con lo stelo allungato di 20 mm) che sviluppa una forza di 95 N alimentandolo con aria alla pressione di 6 bar. Il rapporto fra la coppia motrice generata dall'attua-tore e la coppia resistente dovuta alla forza d'attrito sul gancio è 3,65. Ap-pena il gancio inizia a ruotare, il coefficiente d'attrito diminuisce sensibil-mente e l'azionamento risulta praticasensibil-mente impulsivo. Il disegno in figura 6.7 è stato sfruttato per studiare l'ingombro del dispositivo tenendo conto anche delle dimensioni dei componenti scelti.

Per il fissaggio dell'attuatore all'anima di una delle travi a C che

68

scono la traversa mobile è stata scelta la flangia oscillante Festo SNCL-16 [23]. Il collegamento fra lo stelo dell'attuatore e il gancio oscillante può rea-lizzarsi con una forcella Festo Rod Clevis SG-M6 [23].

Il funzionamento dell'attuatore necessita dei seguenti componenti, per alcuni dei quali si è fatto riferimento ancora alla Festo:

• una elettrovalvola monostabile Festo MFH 3/2 a 3 vie 2 posizioni con posizione di riposo chiusa [25];

• una bobina Festo tipo F MSFG-12DC-OD per controllare l'elettroval-vola [26];

• un connettore elettrico femmina Festo MSSD-F [25]; • un alimentatore elettrico per fornire corrente alla bobina;

• tubi e raccordi per connettere elettrovalvola e attuatore alla linea pneumatica;

• un interruttore elettrico e relativi cavi per attivare la bobina.

In tabella B.12 è riportato il costo approssimativo di alcuni dei compo-nenti poc'anzi elencati. Non disponendo del costo di tutti i compocompo-nenti (per alcuni di essi comunque trascurabile) si può affermare che il costo comples-sivo è sicuramente di qualche centinaia di euro.

Il punteggio relativo al requisito A è 2 (cfr. Tab 6.6).

Tenendo presente il movimento di rotazione del gancio attorno al punto O si deduce che la componente verticale della forza che il gancio esercita sul perno di sospensione dell'impattatore è trascurabile rispetto al peso mi-nimo dell'impattatore. Dunque il punteggio per il requisito B è 4 (cfr. Tab 6.6).

I principali componenti che caratterizzano questo dispositivo di sgancio sono:

• gancio oscillante;

• staffa di supporto per il gancio;

• attuatore completo di cerniera flangiata e di forcella; • tubazioni e raccordi pneumatici;

• elettrovalvola completa di bobina e connettore sulla bobina; • alimentatore elettrico per la bobina

69

In totale si contano quindi 7 macro componenti. Si deduce un punteggio pari a 2 per il requisito C (cfr. Tab 6.6).

6.1.5.3 Dispositivo con molla ed elettromagnete permanente

Si tratta di un dispositivo sostanzialmente simile a quello trattato nel pa-ragrafo 6.1.5.2. In questo caso un gancio oscillante ruota grazie all'azione di una molla di trazione, mantenuta precaricata con un elettromagnete per-manente il quale esercita la sua forza su un piattello ferromagnetico fissato all'estremità superiore del gancio. Quest'ultimo è incernierato a un suppor-to sotsuppor-to la traversa mobile, realizzasuppor-to con due travi a L (cfr. figura 6.8).

Si procede ora alla scelta di un elettromagnete e di una molla adatti al dispositivo. Si fanno le seguenti ipotesi:

• si trascura l'attrito nei punti O e A;

• si assume, cautelativamente, un contatto strisciante fra il perno di sospensione dell'impattatore e il gancio così come in 6.1.5.2; Inoltre si cerca di:

a. massimizzare il braccio della forza magnetica;

b. scegliere il braccio della forza della molla in modo che il rapporto fra la sua lunghezza libera e l'escursione non sia troppo basso (è ragionevole un rapporto intorno a 3);

c. scegliere la molla assicurandosi che, quando il gancio ha comple-tato la rotazione stabilita, la forza che essa esercita sul gancio non sia troppo bassa;

d. scegliere la molla in modo che la forza massima necessaria per ri-portare il gancio in posizione verticale sia tale che questa opera-zione si possa effettuare agevolmente a mano.

Tutte le grandezze note, scelte e calcolate (forze, coppie, bracci delle for-ze) sono riportate, per comodità, in tabella 6.12, insieme al simbolo con le quali vengono indicate. Le coppie incognite sono calcolate facendo l'equili-brio alla rotazione del gancio intorno al punto O (cfr. figura 6.8).

70

La forza H_C è nota. Le lunghezzeb_A, b_B, b_C discendono da scelte

corre-late ai punti elencati poco prima. È stato selezionato un elettromagnete permanente Magnet Schultz GMP X 030 X00 B01 [22]che genera una forza di ritenzione di 240 N. Quando la bobina viene alimentata con una tensione 24 V DC, si ha una forza residua di 8 N. Una volta calcolata la coppia resi-stente M_C e la coppia magnetica di ritenzione M_A si può determinare la

coppia motrice minima M_{B2 min} e di conseguenza la forza minima F_B2min

ri-chiesta alla molla. Per ottenere però una rotazione più rapida del gancio si è scelto di moltiplicare la coppia minima M_{B2 min} per un coefficiente c

otte-nendo così la coppia iniziale effettiva della molla M_B2 . Essa è generata

dal-la forza F_B2della molla quando è pretensionata alla lunghezza L₂.

Fissati i parametri F_B2 , L₂ ,

F

_B1,

L

₁ è stata selezionata la molla Vanel U.281.280.0550.AX [27] tramite il configuratore disponibile sul sito del pro-duttore. Il valore della forza

F

_B1 è stato scelto in modo tale da soddisfare quanto richiesto nel punto c. di cui a pagina precedente. Il valore del rap-porto fra la lunghezza libera e l'escursione, per la molla scelta, risulta essere Figura 6.8:schema delle forze relativo al dispositivo di sgancio con molla ed

elettroma-gnete.

71

circa 4 e si può ritenere accettabile. Si indica con _{2 max} A B B M F b = la forza motri-ce massima in B che farebbe ruotare il gancio vinmotri-cendo l'effetto della forza magnetica F_A. La forza minima che farebbe scattare la rotazione del gancio,

qualora fosse accidentalmente applicata all'estremità di quest'ultimo, è data da F_B2max−F_B2 e vale 395,6 N. Il meccanismo risulta quindi sicuro.

È evidente che, come per il dispositivo valutato in 6.1.8.3, il gancio, du-rante la rotazione, esercita una forza verticale trascurabile sul perno di so-spensione dell'impattatore. Si assegna quindi il punteggio 4 per il requisito B (cfr. Tab 6.6).

Il costo dei componenti per questo dispositivo di rilascio è in Tab B.12 I componenti principali necessari per questa soluzione di sgancio sono:

• gancio oscillante;

• staffa di supporto per il gancio;

Grandezze note e risultati calcolati Simbolo Valore

Forza d'attrito statico del perno sul gancio

C

H 37,5 N Braccio della forza d'attrito del perno sul gancio (polo O)

C

b 50 mm Braccio della forza dell'elettromagnete sul piattello (polo O)

A

b 125 mm Braccio della forza della molla (polo O)

B

b 54 mm Coppia resistente M_C =H_C⋅b_C M_C 1875 N Forza dell'elettromagnete scelto

A

F 240 N Coppia di ritenzione M_A =F b_A⋅ _A M_A 30000 Nmm Forza magnetica residua

AR

F 8 N

Coppia della forza magnetica residua

AR

M 1000 Nmm Coppia motrice minima M_{B2 min} =M_C+M_AR M_B2min 2875 Nmm Coefficiente di aumento della coppia motrice c 3 Coppia motrice iniziale effettiva richiesta M_B2 = ⋅c M_{B2 min} M_B2 8628,5 Nmm Forza richiesta alla molla alla lunghezza L₂ F_B2 160 N Lunghezza iniziale della molla

2

L 75,5 mm Lunghezza finale della molla

1

L

62 mm Forza della molla alla lunghezza

L

₁

F

_B1 73,2 N

72 • elettromagnete e piattello;

• alimentatore elettrico per l'elettromagnete; • interruttore elettrico e cavi elettrici;

• molla di trazione.

Complessivamente si tratta di 6 macro componenti. Il punteggio relativo al requisito C è 2 (cfr. Tab 6.6). In figura 6.9 è rappresentato un disegno con le quote principali e la posizione finale del gancio ruotato di 15°. In corri-spondenza di una rotazione di 12,43° il perno di sospensione dell'impatta-tore perde l'appoggio sul gancio.

6.1.5.4 Confronto fra i dispositivi di sgancio

Dopo aver valutato le prestazioni dei tre dispositivi di sgancio si applica la relazione 6.1 per determinare l'adeguatezza e stabilire il più indicato fra i tre esaminati. Il meccanismo più adatto a questa macchina è quello basato Figura 6.9: disegno del dispositivo di sgancio con molla ed elettromagnete.

73

sull'elettromagnete permanente (cfr. paragrafo 6.1.5.1) il cui punteggio di adeguatezza è 2,3 (cfr. Tab 6.10).

6.1.6 Sistema di contrappesi

Il sistema di contrappesi dipende dalla massa dei componenti di seguito elencati:

• massa della traversa mobile equipaggiata con dispositivo di sgancio e meccanismo di blocco dello scorrimento (circa 32,47 kg);

• massa minima dell'impattatore standard ASTM D7136 (5,5 kg); • massa minima dell'impattatore leggero ATM D7136 (2,0 kg); • massa minima dell'impattatore leggero utilizzabile su questo

drop weight tester (1 kg)

• massa massima dell'impattatore standard (25,5 kg); • incremento di carico dell'impattatore (0,5 kg).

È necessario tenere conto anche dello spazio disponibile sulla macchina per installare i contrappesi e dell'ergonomia nella configurazione dei con-trappesi durante la preparazione di un test. Il peso da bilanciare va ripartito equamente fra i due gruppi di contrappesi disposti simmetricamente sui due lati della macchina.

Considerando un solo lato della macchina, il sistema di contrappesi è suddiviso in due parti. Una parte rimane permanentemente agganciata alla

Meccanismo Requisito Priorità Punti Adeguatezza del requisito Adeguatezza del meccanismo Elettromagnete permanente A 0,30 4 1,2 2,3 B 0,10 3 0,3 C 0,20 4 0,8 Attuatore pneuma-tico A 0,30 2 0,6 1,4 B 0,10 4 0,4 C 0,20 2 0,4 Molla ed elettroma-gnete A 0,30 3 0,9 1,7 B 0,10 4 0,4 C 0,20 2 0,4

Tabella 6.10: confronto del parametro adeguatezza per i tre dispositivi di sgancio dell'impattatore.

74

fune e ha una massa pari a metà di quella della sola traversa mobile equi-paggiata (16,23 Kg). L'altra parte, caricata di volta in volta a seconda della massa dell'impattatore, viene appesa sotto il contrappeso permanente (cfr. Fig. 6.10). La parte variabile del sistema di contrappesi è formata da un e-lemento porta dischi e da una serie di masse addizionali. Il porta dischi è munito di un piattello saldato sul fondo e di una vite a gancio sull'estremità superiore. Le masse addizionali sono realizzate con una serie di dischi fora-ti (tutfora-ti dello stesso diametro) che vengono impilafora-ti sul porta dischi (cfr. Fig. 6.10).

Per il dimensionamento del sistema di contrappesi è stata scelta la con-figurazione con l'impattatore pesante al massimo carico, poiché corrispon-de al massimo ingombro verticale corrispon-del porta dischi. È necessario garantire ai contrappesi la possibilità di compiere un'escursione verticale di 2 metri (massima escursione per la traversa mobile). È stato determinato

l'ingom-contrappeso traversa

portadischi

Figura 6.10: modello 3-D del sistema di contrappesi configurato per equilibrare il mas-simo carico dell'impattatore.

75

bro verticale massimo di 600 mm per il sistema di contrappesi tenendo con-to delle seguenti condizioni:

• prevedere una distanza di circa 100 mm fra il gancio alla sommità del contrappeso e la puleggia quando il contrappeso si trova nella posizione più alta;

• fare in modo che il porta dischi non arrivi mai a toccare la piastra intermedia della macchina (dove sono inserite le colonne di gui-da) altrimenti la funzionalità del sistema si verrebbe a perdere. Fissati la massa e il diametro degli elementi del sistema per ciascuno di essi è stata determinata l'altezza. Procedendo per tentativi grazie a un fo-glio di calcolo, verificando il non superamento dell'ingombro complessivo verticale, si è arrivati alle dimensioni dei contrappesi riportate in appendice B.3. Per semplificare il sistema si è scelto di bilanciare l'impattatore leggero agganciando sotto il contrappeso permanente solo il porta dischi.

La traversa mobile è collegata ai contrappesi mediante due funi in accia-io che scorrono su quattro pulegge di rinvaccia-io fissate sul coperchaccia-io della mac-china (cfr. figura 6.13). La forza massima che si scarica sulla puleggia con un angolo di 45 gradi rispetto alla verticale è data da:

max 2 42,8 k puleggia cp F = ⋅F = g dove:

(

)

max max 1 2 cp trav imp F = P +P

avendo indicato con

max

cp

F

la forza massima che un contrappeso scarica sulla puleggia, con P_trav il peso della traversa e con

max

imp

P

il peso massimo dell'impattatore. Una puleggia adatta può essere ad esempio la Manutan A001006 con portata di 85 Kg le cui caratteristiche sono riportate in appen-dice A.8 [21].

6.1.7 Blocco dello scorrimento della traversa

Per mantenere ferma la traversa mobile all'altezza stabilita per il test, prima e dopo il rilascio dell'impattatore, si è pensato a un dispositivo di blocco basato sull'attrito. Due leve dotate di uno stelo filettato, inserite in

76

Simbolo Significato Valore

W Forza assiale di compressione sulla filettatura 1251 N m

d Diametro medio di contatto dei filetti 8 mm

f

Coefficiente d'attrito statico fra vite e madrevite 0,74

L Passo di avvolgimento 1,25 mm

λ Angolo di inclinazione dell'elica 0,0497 rad

α Inclinazione del fianco della filettatura rispetto al piano normale π/6 rad n

α

Inclinazione del fianco della filettatura rispetto al piano assiale 0,523 rad

Tabella 6.11: simbolo, significato e valore dei termini per il calcolo della coppia sulla leva.

robuste staffe fissate ai due lati della traversa, esercitano una pressione sul-la superficie delle colonne di guida delsul-la traversa. Le staffe vengono colle-gate alla traversa mobile con due viti M8.

Si determina ora una stima della forza che l'operatore deve applicare su ciascuna delle due leve affinché la traversa resti ferma dopo il rilascio dell'impattatore. È necessario che sia verificata la seguente condizione:

2⋅ ≥ ⋅F_t c P_i

dove: t

F è la forza di attrito fra la leva e la colonna di guida della traversa;

2

c = è un coefficiente di sicurezza 250,2 N

i

P = è la forza che tira verso l'alto la traversa;

Per esigenze di funzionamento dei manicotti a ricircolo di sfere si assu-me un coefficiente di attrito statico

µ

=0,2 (acciaio su acciaio lubrificato) nel contatto fra la colonna e l'estremità filettata della leva. Si ha che la forza Figura 6.11: modello 3-D del dispositivo di blocco della traversa mobile con leva e staffa

77 assiale sullo stelo filettato della leva è:

1251 N t n F F µ = =

La coppia minima da applicare alla leva, considerando il meccanismo come un martinetto a vite, si calcola con la formula seguente (cfr. [17]):

cos 4,73 Nm 2 cos m m n m n Wd f d L T d fL π α π α + = ⋅ ≅ −

Il significato dei termini e i valori numerici sono riportati, per comodità, in tabella 6.14.

È stata scelta la leva Kipp K0108.1082X [10] con uno stelo filettato M8 lungo 60 mm (cfr. appendice A.8). Assumendo la forza F_m esercitata dalla

mano applicata sul pomello, a una distanza b_m =92 mm dall'asse della

le-va, si ha: 51, 4 N. m m T F b = ≅

Si reputa ragionevole pensare di esercitare a mano una tale forza sul pomello, per cui questo meccanismo risulta accettabile.

6.1.8 Struttura della traversa mobile

Si è deciso di costruire la struttura della traversa mobile con due conci di trave avente sezione a C [13]. Per agevolare l'accesso all'interno della tra-versa e per alleggerirla, nella parte laterale delle due travi a C, si realizzano delle aperture circolari del diametro di 100 mm.

Alle estremità vengono saldate due piastre (spessore 15 mm) dove ven-gono fissati con viti gli alloggiamenti dei manicotti a ricircolo di sfere e i meccanismi per bloccare la traversa. In alternativa si può ricavare la sede per i manicotti forando e alesando due blocchi di acciaio saldati alle estre-mità della traversa. In questo caso si può garantire maggiore precisione sul parallelismo degli assi dei manicotti. A uno stadio più avanzato del proget-to si potrà valutare quale delle due possibilità è più vantaggiosa.

Nella parte superiore delle travi a C viene saldata una piastrina trasver-sale (spessore 5 mm) dove viene bullonato un fine corsa in gomma Hom-berger 511572 HE [36](cfr. appendice A.9). Questo provvede a smorzare

78

l'urto della traversa con il coperchio della macchina in caso di sblocco acci-dentale della traversa qualora non fosse bilanciata con i contrappesi.

Nella parte inferiore delle travi a C viene saldata una piastrina trasver-sale (spessore 5 mm), dove viene fissato l'elettromagnete permanente (cfr. paragrafo 6.1.5.1).

Dal catalogo della Rexroth sono stati scelti i manicotti e gli alloggiamenti (in ghisa) LSG-M-R1065 260 00 [18](cfr. appendice A.10). Se l'ambiente di lavoro non è particolarmente polveroso è possibile l'uso dei manicotti senza relative guarnizioni, riducendo ulteriormente l'attrito.

Per sospendere la traversa mobile al sistema di contrappesi si impiegano due golfari Wurth art. 0295 4 6 [20] (cfr. appendice A.11) filettati nelle pia-stre di chiusura della traversa.

Fissato con due viti al dispositivo di blocco dello scorrimento della tra-versa, si nota (cfr. figura 6.12) un indice per rilevare l'altezza della traversa su una barra millimetrata. Quest'ultima è ricavata da una lamiera dello spessore di 2 mm collegata con viti alle due estremità, sulla quale viene fis-sato un nastro graduato, ad esempio il Richter Sicutool SCU4038A 3000 [24].

79 6.1.9 Meccanismo di guida dell'impattatore

Fra i tre meccanismi di guida dell'impattatore, illustrati in 5.1.1, si sce-glie quello di Figura 5.1c basato su piastrine di acciaio con profilo a V. Que-sta architettura risulta molto semplice ed economica da costruire. Riguardo le forze d'attrito fra le piastrine e le colonne di guida (contatto acciaio su ac-ciaio lubrificato) è ragionevole supporre che durante la caduta dell'impatta-tore non si verifichi un contatto continuo, per cui la diminuzione della ve-locità d'impatto reale non sarà significativamente inferiore rispetto a quella teorica prevista.

Inoltre, essendo piccolo il gioco fra le piastrine e le colonne, le forze d'at-trito durante l'urto, come sarà mostrato successivamente nel capitolo 7, non raggiungono valori elevati.

6.1.10 Coperchio di chiusura della parte superiore

Le funzioni cui deve assolvere il coperchio sono (cfr. figura 6.13):

• mantenere le quattro colonne alla distanza prevista in modo da assicurarne la verticalità;

• contribuire insieme alle colonne a formare una struttura rigida; • fornire supporto per il fissaggio delle staffe delle quattro pulegge

che guidano lo scorrimento delle funi di collegamento fra traver-sa e contrappesi (cfr. paragrafo 6.1.6);

• fornire supporto per fissare l'estremità superiore della barra mil-limetrata usata per posizionare la traversa all'altezza scelta per il test.

Per le osservazioni che seguono si faccia riferimento ai disegni quotati nel capitolo 8.

Occorre prestare attenzione nella scelta delle tolleranze dell'interasse fra le sedi delle colonne di guida della traversa così come per l'interasse fra le colonne di guida dell'impattatore. È necessario inoltre scegliere opportu-namente le tolleranze dimensionali e geometriche per i fori che costituisco-no le sedi delle colonne di guida della traversa, realizzati con una opera-zione di lamatura. In particolare si è pensato di scegliere un accoppiamento preciso per una delle due colonne con la sua sede nel coperchio, mentre per

80

l'altra colonna si può lasciare un leggero gioco radiale con la sua sede. Que-sto gioco dà la possibilità di effettuare una registrazione in fase di montag-gio, che assicuri uno scorrimento della traversa senza impuntamenti.

Per il montaggio si possono seguire i passaggi di seguito descritti: • Si assembla la traversa e si inseriscono i manicotti sulle colonne. • Si posiziona il coperchio e si blocca, con la vite tirafondo, la

co-lonna montata con l'accoppiamento preciso. Questa farà da rife-rimento per l'altra colonna.

• Si fa scorrere lentamente la traversa lungo tutta la lunghezza del-le colonne, partendo da una posizione centradel-le, assicurandosi dell'assenza di impuntamenti.

• Solo a questo punto si procede al serraggio della vite tirafondo all'estremità della colonna precedentemente inserita nel coper-chio con gioco radiale.

6.1.11 Dispositivo anti-rimbalzo

Questo dispositivo deve sostenere l'impattatore al massimo carico im-pedendo alla punta di toccare nuovamente il provino e inoltre deve attivar-si in un tempo sufficientemente rapido da evitare impatti multipli.

Tra tutti i tipi di impatto se ne possono identificare due con caratteristi-che criticaratteristi-che:

1. impatto con energia elevata su un provino di notevole spessore (im-pattatore pesante rilasciato da altezza elevata).

81

2. impatto con energia bassa su un provino sottile (impattatore leggero rilasciato da altezza ridotta).

In un impatto del tipo 1. l'altezza raggiunta dall'impattatore durante il rimbalzo è elevata e la durata del rimbalzo è lunga. Il dispositivo antirim-balzo ha a disposizione un tempo abbastanza lungo per l'estrazione. L'im-pattatore però scarica una notevole energia sul meccanismo anti-rimbalzo. In un impatto del tipo 2. si verifica invece una situazione opposta. L'energia scaricata sul dispositivo anti-rimbalzo non è elevata ma è richiesto il suo a-zionamento in un tempo rapido. Un dispositivo anti-rimbalzo deve risulta-re efficace per entrambe le tipologie di rimbalzo appena descritte.

Si valutano ora, evidenziando vantaggi e svantaggi, le due architetture per il dispositivo anti-rimbalzo presentate brevemente nel paragrafo 5.3:

• architettura con due bracci basculanti; • architettura con due quadrilateri articolati. 6.1.11.1 Meccanismo con due bracci basculanti

Un meccanismo come quello descritto schematicamente in 5.3.1 ha il vantaggio di integrare in un unico dispositivo anche la funzione di fine cor-sa, necessaria ad assorbire l'energia residua dell'impattatore nel caso il per-cussore arrivi a perforare il provino. Nella seguente trattazione si farà rife-rimento alla figura 6.14.

Una difficoltà legata alla progettazione di questa architettura è legata al ridotto spazio a disposizione sulla macchina (circa 100 mm x 290 mm) per posizionare i componenti di cui è costituito il dispositivo. Infatti la molla e l'elettromagnete devono essere inseriti fra la colonna di guida dell'impatta-tore e la colonna di guida della traversa mobile. Si potrebbe pensare, per esempio, di aumentare la distanza fra le colonne di guida della traversa, ma ciò potrebbe provocare impuntamenti dei manicotti a ricircolo di sfere ren-dendo quindi necessario l'installazione di due manicotti per ciascun lato della traversa.

Un altro problema è rappresentato dal fatto che il meccanismo di cui so-pra non costituisce un cinematismo irreversibile. Per assorbire l'energia dell'impattatore dopo un rimbalzo potrebbe essere necessaria una molla con una rigidezza elevata. Per mantenere la molla precaricata in compres-sione si può ricorrere a un meccanismo di ritenzione a grilletto, azionato da

82

un elettromagnete permanente, che blocchi la rotazione (attorno alla cernie-ra in O) del bcernie-raccio dell'antirimbalzo. Tale meccanismo si può realizzare con una leva alla quale si fissa a un'estremità un piattello ferromagnetico e all'altra un piccolo gancio. Posizionando opportunamente le cerniere O e Q si può cercare di minimizzare la forza magnetica richiesta.

Riguardo i costi del dispositivo bisogna considerare che occorrono due elettromagneti permanenti (uno per ciascun lato della macchina) (Magnet Schultz [22]).

Per valutare la fattibilità di questo meccanismo occorre stimare la rigi-dezza della molla in modo che questa subisca un prefissato schiacciamento massimo. Quest'ultimo deve tenere conto del massimo spessore del provi-no (10 mm) e deve prevedere un margine di 10 mm fra l'estremità della punta e la superficie del provino, quando l'impattatore cade sulla rotella in gomma (cfr. figura 6.14). In tabella 6.12 sono riportate le dimensioni

ricava-Figura 6.14:disegno d'ingombro di un lato del dispositivo anti-rimbalzo con bracci ba-sculanti e rotelle in gomma.

83 te dal disegno d'ingombro in figura 6.14.

Si fanno le seguenti assunzioni:

• braccio basculante perfettamente rigido con massa e momento d'inerzia trascurabile;

• altezza massima del rimbalzo, rispetto alla superficie del provino, pari a 800 mm.

Assumendo una rotazione di 70° per il braccio, l'abbassamento della ro-tella in gomma è 65 mm. L'energia che si scarica su ciascun braccio quando l'impattatore raggiunge l'altezza massima durante il rimbalzo è

2 r

m gh .

Dall'equazione della dinamica dell'impattatore nasce, nel punto B, una for-za: ( ) 1264,8 N 2 i f B v v m F t − = = ∆

dove

v

_f

=

0

è la velocità dell'impattatore quando ha ceduto tutta la sua energia alla molla, facendola abbassare di 9 mm (segmento DE in figura 6.14). Il tempo ∆t che il braccio impiega per decelerare l'impattatore fino

all'istante in cui inverte il verso del moto si calcola come: 0,036 s

BC t

v

∆ = =

Parametro Simbolo Valore

Lunghezza DE 17 mm

Lunghezza BC 65 mm

Lunghezza OB 170 mm

Lunghezza OD 0,045 m

Angolo di rotazione del braccio β 70°

Massa dell'impattatore al massimo carico m 25,5 kg Altezza di caduta dell'impattatore sull'anti-rimbalzo estratto h_r 650 mm Velocità iniziale d'impatto sulla rotella dell'anti-rimbalzo v_i 3,57 m/s Durata dell'urto dell'impattatore sull'A-R ∆t 36 ms Braccio della forza F_B rispetto al polo O b_B 139 mm Braccio della forza F_D rispetto al polo O b_D 45 mm

Tabella 6.12: grandezze coinvolte nel dimensionamento del dispositivo anti-rimbalzo, in riferimento al disegno di figura 6.14.

84 dove

2 i f

v v

v= + è la velocità media del punto B sul braccio basculante

nel tratto BC.

La forza F_D della molla si ricava imponendo l'equilibrio alla rotazione

del braccio basculante rispetto al polo O e vale (cfr. tabella 6.12): 3917,9 N B D B D b F F b = =

Ora si può calcolare la rigidezza k della molla affinché l'estremità del

braccio basculante si abbassi di una quantità δ =65 mm. Si ha dunque

227,7 N/mm D F k

δ

= =

Le caratteristiche richieste alla molla sono riportate in tabella 6.13:

Tramite il configuratore online per le molle Vanel [27], imponendo una lunghezza libera di 100 mm e una rigidezza k=227,8 N/mm non è stato pos-sibile trovare una molla con le specifiche richieste. Risulta quindi difficile, per una molla di compressione, conciliare una elevata rigidezza con un'ampia escursione (senza arrivare al compattamento della molla).

Si potrebbero fare ulteriori tentativi variando, ad esempio, l'angolo di rotazione del braccio basculante e/o la posizione del punto D e/o la posi-zione della cerniera in O. Si potrebbe anche provare a sostituire la molla di compressione con una molla di torsione (con le estremità disposte a 180° in condizioni di riposo).

Le difficoltà di messa a punto fin qui evidenziate hanno portato a prefe-rire la soluzione architetturale trattata nel successivo paragrafo 6.1.11.2. 6.1.11.2 Meccanismo basato su quadrilateri articolati per impattatore con

punta lunga

Questo meccanismo, descritto sinteticamente nel paragrafo 5.3.2 presen-ta le seguenti interessanti caratteristiche.

Rigidezza 227,8 N/mm

Lunghezza libera > 122 mm Escursione necessaria 17 mm Lunghezza compattata < 70 mm Diametro esterno massimo 42 mm

85

• È basato su un cinematismo irreversibile. Infatti i quattro braccet-ti, dopo aver ruotato, si dispongono con il loro asse longitudinale in direzione verticale e sono mantenuti dalle molle a contatto con due fine corsa, per cui la forza dell'impattatore al termine del rimbalzo si scarica completamente sulle cerniere nei punti H e K di figura 5.11 (cfr. 5.3.2). Quando il meccanismo è sollevato le due molle devono solamente bilanciare le eventuali piccole forze oriz-zontali prodotte dall'urto dell'impattatore sulla traversina dell'an-ti-rimbalzo. (cfr. figura 6.15).

• È possibile dimensionare gli elementi del meccanismo in modo che, quando questo è in posizione abbassata, la traversina supe-riore si trovi a contatto con quella infesupe-riore. Nell'eventualità di perforazione del provino l'energia residua dell'impattatore si sca-rica direttamente sulla piastra intermedia della macchina senza sollecitare le cerniere nei punti H e K (cfr. figura 5.11).

• Non sono necessarie molle di elevata rigidezza, poiché, per azio-nare impulsivamente il meccanismo, occorre vincere solamente le forze d'attrito nelle cerniere e le forze d'inerzia dei componenti mobili del dispositivo. Di conseguenza la forza richiesta all'elet-tromagnete (nel punto D in figura 5.11) non è particolarmente e-levata.

Si procede ora alla scelta delle molle e alla stima della forza di ritenzione minima richiesta all'elettromagnete e all'operatore che deve manualmente precaricare il meccanismo prima di effettuare un test.

Si determina anzi tutto l'ingombro del meccanismo (cfr. figura 6.15) con-siderando:

• la lunghezza della punta;

• lo spessore della piastra di supporto del provino; • lo spessore della piastra intermedia della macchina;

• la distanza fra la piastra di supporto del provino e la piastra in-termedia;

• lo spessore massimo del provino sul supporto standard ASTM D7136;

86

• la distanza che si vuole lasciare fra il percussore e il provino per evitare il contatto, al termine del rimbalzo.

Per determinare i parametri caratteristici della molla (lunghezza massi-ma, alesaggio, diametro del filo ecc.) è stato utilizzato il processo iterativo Figura 6.17: risultati di uno studio di ingombro del dispositivo antirimbalzo.

α

γ β

Figura 16: schema delle forze sul meccanismo anti-rimbalzo in posizione abbassata.

α

σ ө

β

87 schematizzato in figura 6.18.

Le figure 6.16 e 6.17 mostrano le componenti delle forze e le grandezze

Si No Forza F₂ approssimativa Forza F1 approssimativa Posizione estre-mità fissa della molla

Geometria del cinematismo

Lunghezze molla: L2, L1

Configuratore online Vanel

Valori effettivi di: 2

F, F1, L2, L1, L0, parametri geometrici della molla

3 equazioni di equilibrio della statica + 2 equazioni di sconnessione 400 rit F ≤ N Reazioni vincolari: H H , V_H, H_K, V_K, H_D, F_rit

Parametri definitivi della molla

88

geometriche coinvolte nei calcoli. Le relazioni che le definiscono sono riportate in appendice B.1. Nel seguito si indicano con: L₂ ed F₂

rispettiva-mente la lunghezza e la forza della molla quando il meccanismo è in posi-zione abbassata, L₁ ed F₁ rispettivamente la lunghezza e la forza della

mol-la con il meccanismo in posizione sollevata.

La minima forza F_ritrichiesta all'elettromagnete si determina

conside-rando il meccanismo in posizione abbassata (cfr. figura 6.16). Si scrivono le tre equazioni di equilibrio della statica (traslazione lungo gli assi orizzonta-le e verticaorizzonta-le e polo H) e due ulteriori equazioni di equilibrio alla rotazione (polo C e polo B). Nelle equazioni si è considerata la reazione H_D allineata

con il segmento BC introducendo un piccolo errore di sovrastima della F_rit

(dunque a favore della sicurezza). Si sceglie un valore ragionevole per la forza esercitata da ciascuna delle due molle e si determinano le reazioni vincolari esterne e la forza F_rit. Di seguito si riporta il sistema lineare di

cin-que equazioni in cincin-que incognite in forma matriciale A x⋅ =b ove

1 1 0 0 1 0 0 1 1 0 0 0 0 sin( ) 0 sin( ) 0 cos( ) 0 sin( ) 0 cos( ) 0 0 A BC HB KC KC HB HB β β β β β         = −   −    ₋   _

è la matrice dei coefficienti del sistema,

0 mH mV mH mV mH mV F F b F PA F HP F BQ F BR     −     = − ⋅ − ⋅     _{− ⋅ + ⋅}   _

89 H K H K D H H x V V H         =        

è il vettore delle incognite (reazioni vincolari esterne).

Risolvendo il sistema di equazioni mediante un codice scritto in Matlab®

(cfr. appendice B.2) si determina il vettore x nel seguente modo:

1

x

=

A b−

Essendo due le molle del dispositivo, una per ciascun quadrilatero arti-colato, la forza che deve esercitare l'elettromagnete è il doppio della reazio-ne H_D. Si ricava quindi F_rit =387,6 N. Questa ovviamente è anche la forza

massima con la quale occorre tirare manualmente il meccanismo per ripor-tare il piattello a contatto con l'elettromagnete.

Sempre grazie allo stesso codice Matlab®_{, di cui sopra, si calcola il valore}

della forza F_rit =42,5 N quando il meccanismo anti-rimbalzo è sollevato.

Tale valore si ritiene sufficiente per mantenere il meccanismo in posizione sollevata, in quanto l'impattatore è vincolato a muoversi solo in verticale.

In tabella 6.17 sono riportati i parametri caratteristici della molla Vanel T.254.190.0698.A che è stata scelta [27].

Per quanto riguarda l'elettromagnete si ritiene adeguato il Magnet Schultz GMPX 050 X00 B01 che esercita una forza di 640 N sul piattello

Ma-Parametri principali molla Vanel T.254.190.0698.A

Diametro filo 1,9 mm Alesaggio 26,162 mm Lunghezza libera 69,80 mm Rigidezza 0,7869 N/mm Lunghezza massima 193,06 mm Forza massima 103,56 N 2 L 160,6 mm 2 F 78 N 1 L 107,2 mm 1 F 36 N