ANALISI DELLO SHIMMY NEI CARRELLI DI ATTERRAGGIO - AIAS
ANALISI DELLO SHIMMY NEI CARRELLI DI ATTERRAGGIO - AIAS
ANALISI DELLO SHIMMY NEI CARRELLI DI ATTERRAGGIO - AIAS
Create successful ePaper yourself
Turn your PDF publications into a flip-book with our unique Google optimized e-Paper software.
ASSOCIAZIONE ITALIANA PER L’<strong>ANALISI</strong> DELLE SOLLECITAZIONI<br />
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE — 14–17 SETTEMBRE 2005, POLITECNICO <strong>DI</strong> MILANO<br />
<strong>ANALISI</strong> <strong>DELLO</strong> <strong>SHIMMY</strong> <strong>NEI</strong> <strong>CARRELLI</strong> <strong>DI</strong> <strong>ATTERRAGGIO</strong><br />
Giovanna Girini, Marco Sasso<br />
Università Politecnica delle Marche - Dipartimento di Meccanica<br />
Sommario<br />
Con il termine “shimmy” si indicano le oscillazioni instabili che frequentemente si osservano nei<br />
carrelli aeronautici durante la fase di rullaggio. Le ragioni per cui queste vibrazioni si originano<br />
spontaneamente e si auto amplificano sono da imputare al moto stesso del sistema e dipendono dalle<br />
interazioni fra pneumatico e suolo, nonché dai parametri progettuali del carrello e dalla velocità<br />
dell’aeroplano sulla pista.<br />
A causa di queste oscillazioni il carrello risulta sollecitato a pericolosi fenomeni di usura e fatica,<br />
che possono arrivare a provocare seri danneggiamenti strutturali.<br />
In questo lavoro è stato analizzato il fenomeno dello shimmy relativamente al carrello anteriore a<br />
ruota singola di piccoli aeromobili per il trasporto civile.<br />
I parametri progettuali del carrello e le caratteristiche meccaniche del pneumatico sono stati messi<br />
in relazione per ricavare il modello dinamico del sistema. Questo modello è stato analizzato dapprima<br />
tramite uno studio agli autovalori e successivamente mediante integrazione numerica.<br />
Dall’analisi lineare si ottengono mappe di stabilità che permettono di capire qual è la tendenza<br />
dello shimmy al variare dei parametri in gioco. Con l’integrazione numerica invece è possibile<br />
includere le non linearità del sistema e ottenere i cosiddetti cicli limite.<br />
Abstract<br />
Shimmy is a summarizing term for the torsional flutter phenomenon of aircraft landing gears. The<br />
reason for such unstable vibrations is connected to the motion of the system itself and depends on<br />
factors like the interactions between tire and ground, the landing gear design parameters and the<br />
aircraft taxiing speed.<br />
Due to these self-excited oscillations, the landing gear is stressed by dangerous phenomena of wear<br />
and fatigue, which can lead to serious damages.<br />
In this work, a shimmy analysis of small aircraft nose landing gears has been carried out.<br />
Design parameters and tire mechanical properties have been related in order to develop the<br />
dynamic model of the system. This model has been analysed by means of eigenvalues method and<br />
numerical integration.<br />
Stability boundaries, which are useful to evaluate the tendency of the shimmy, are obtained with<br />
the linear analysis. By numerical integration, which allows to take the system nonlinearities into<br />
account, limit cycles can be recorded.<br />
Parole chiave: shimmy, carrelli di atterraggio, cicli limite.<br />
Corresponding author: Giovanna Girini; Tel.: 071.220.4440; Fax.: 071.220.4801; E-mail: g.girini@univpm.it
1. INTRODUZIONE<br />
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE <strong>AIAS</strong> – MILANO, 14-17 SETTEMBRE 2005<br />
Il fenomeno dello shimmy affligge anche attrezzature di uso quotidiano, quali sedie a rotelle, carrelli<br />
per la spesa, carrelli portavivande, passeggini, ovvero tutti quei dispositivi in cui è presente una ruota,<br />
collegata ad un asse, o pivot, e libera di ruotare intorno ad esso (caster wheel).<br />
Se al pivot viene impresso un moto orizzontale, mentre la ruota viene fatta rotolare a terra, accade<br />
che quest’ultima può assumere un moto oscillatorio del tutto spontaneo attorno al pivot stesso.<br />
Nei carrelli di atterraggio degli aeroplani, questa instabilità può essere causa di rotture importanti, e<br />
pertanto è compito dei progettisti far si che il fenomeno non si verifichi o quanto meno non arrivi a<br />
compromettere il buon funzionamento del carrello.<br />
Tuttavia, non si è ancora giunti ad una teoria definitiva che spieghi con chiarezza l’insorgere dello<br />
shimmy e quali misure adottare per contrastarlo efficacemente. Infatti, nel corso degli anni, sono state<br />
avanzate varie teorie sul fenomeno, eppure inoltrarsi nel problema non risulta affatto semplice in<br />
quanto le variabili in gioco, quali rigidezze dei vari componenti, attriti fra le parti meccaniche,<br />
interazioni pneumatico – suolo, sono numerose e spesso difficili da definire e misurare.<br />
Un modo per contrastare il fenomeno è quello di montare sul carrello il cosiddetto shimmy damper,<br />
una sorta di pistoncino - idraulico o elastomerico - in grado di fornire lo smorzamento necessario per<br />
annullare, o quanto meno ridurre, le vibrazioni. Questi dispositivi migliorano le condizioni di stabilità,<br />
ma non eliminano comunque le cause del disturbo, che devono essere ricercate studiando la natura<br />
stessa del sistema, ovvero la struttura del carrello e le sue interazioni con il suolo attraverso il<br />
pneumatico.<br />
Lo studio qui presentato è stato condotto in collaborazione con la Mecaer Meccanica Aeronautica<br />
S.p.a., azienda produttrice di carrelli aeronautici.<br />
2. MO<strong>DELLO</strong> MECCANICO DEL PNEUMATICO<br />
Non c’è dubbio che lo shimmy sia enormemente influenzato dalle forze che il suolo trasmette alla<br />
ruota attraverso il pneumatico. Queste reazioni si generano nella zona in cui la gomma è a contatto con<br />
il terreno e possono essere ridotte a semplici forze e momenti.<br />
La teoria di riferimento, da cui si è partiti per capire quali fossero queste interazioni, è la cosiddetta<br />
teoria del punto di contatto, adottata anche da de Carbon [1] e Moreland [2] nei loro primissimi studi<br />
sul fenomeno dello shimmy.<br />
2.1. Rigidezza laterale e torsionale<br />
Si consideri una ruota ferma, sulla quale agisce una forza Ft applicata nel centro della ruota stessa<br />
parallelamente al suo asse di rotazione, cioè perpendicolarmente al suo piano.<br />
Sotto l’azione di questa forza, il pneumatico a contatto con il suolo si deforma senza slittare,<br />
almeno finché non viene superato il limite di aderenza, opponendosi con una forza pari e contraria a<br />
Ft, mentre il resto della ruota subisce uno spostamento trasversale pari a ∆ . Indicando con kL la<br />
rigidezza laterale del pneumatico, risulta:<br />
F k ∆<br />
1<br />
t = L<br />
Al posto di Ft, si supponga adesso di esercitare sulla ruota, sempre ferma, un momento M. Ad opera di<br />
questa sollecitazione, la ruota tende a ruotare di un certo angolo θ , mentre la porzione di pneumatico<br />
a contatto con il terreno si oppone alla rotazione con un momento pari e contrario a M. Indicando con<br />
µ la rigidezza torsionale del pneumatico, si ottiene:<br />
M = µθ<br />
2
2.2. Deriva<br />
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE <strong>AIAS</strong> – MILANO, 14-17 SETTEMBRE 2005<br />
Si consideri nuovamente il caso in cui agisca la forza Ft e si supponga che stavolta la ruota, anziché<br />
essere ferma, rotoli sul terreno. Come prima, è ancora presente lo spostamento trasversale ∆ ; in più si<br />
nota che la traiettoria seguita dalla ruota non è contenuta nel suo piano, come sarebbe senza l’azione<br />
della forza, ma forma con esso un angolo α , detto angolo di deriva.<br />
Ciò significa che il moto della ruota, oltre ad avere una componente passante per il suo piano, ha<br />
una componente anche in direzione ortogonale. Questo fenomeno si verifica senza che ci sia alcuno<br />
slittamento laterale e può essere spiegato nel seguente modo.<br />
Prima di tutto si schematizzi il pneumatico, con un infinito numero di molle montate radialmente,<br />
dotate di elasticità verticale, laterale e torsionale. Quando la forza Ft è applicata alla ruota ferma,<br />
quest’ultima subisce lo spostamento ∆ come risultato della deformazione laterale delle n molle a<br />
contatto con il terreno: la risultante delle reazioni esplicate dalle molle bilancia esattamente la forza Ft.<br />
Ora, quando la ruota viene posta in rotazione, e la molla n+1 tocca il terreno, il suo punto di<br />
contatto non è più allineato con i punti di contatto delle molle precedenti, ma spostato lateralmente<br />
della quantità ∆ . Inoltre, mentre la molla n+1 entra in contatto, contemporaneamente la prima molla<br />
della serie si stacca dal terreno, per cui cessa istantaneamente di esercitare la sua parte di reazione per<br />
bilanciare Ft, la quale però, non viene ripristinata dalla molla n+1 perché questa risulta ancora scarica<br />
al momento del contatto.<br />
La somma delle tensioni esercitate dalle molle non bilancia più la forza Ft e dunque si verifica un<br />
ulteriore spostamento laterale della ruota pari a ∆ . In questo modo, anche la molla n+2, che appoggia<br />
sul terreno subito dopo, avrà il suo punto di contatto spostato di ∆ rispetto al punto di contatto della<br />
molla n+1.<br />
Questo processo si ripete ogni volta che una molla entra in contatto e un’altra lo lascia; ecco quindi<br />
come l’elasticità del pneumatico può spiegare fenomeni di deriva in assenza di slittamento.<br />
Introducendo il coefficiente di deriva c della gomma, si può scrivere:<br />
F t<br />
α<br />
= 3<br />
c<br />
che esprime la relazione di proporzionalità tra la forza Ft e l’angolo di deriva. Il coefficiente di deriva<br />
c dipende dal carico verticale FZ agente sul pneumatico secondo la relazione [3-4]:<br />
1<br />
c = 4<br />
cSFZ<br />
dove cS è il coefficiente di rigidezza in sterzata ed è un valore costante legato al tipo di pneumatico.<br />
2.3. Momento auto-allineante<br />
All’analisi fatta finora manca però un importante fenomeno che accompagna la deriva, ovvero<br />
l’insorgere di un momento torcente dovuto al fatto che la reazione del pneumatico alla forza Ft non è<br />
allineata con quest’ultima, ma è spostata verso il retro della ruota di una quantità σ.<br />
Ciò dipende dal fatto che la tensione esercitata dal punto del pneumatico appena entrato in contatto<br />
con il terreno - head point - è praticamente nulla, mentre è massima per il punto in procinto di<br />
abbandonare il suolo - tail point. Per questo motivo, la distribuzione delle tensioni è di tipo lineare e la<br />
risultante che equilibra esattamente la Ft ha il suo punto di applicazione situato a 2/3 dall’head point<br />
lungo la linea di contatto.<br />
Indicando con σ la distanza tra il punto di applicazione di Ft e quello della reazione opposta dal<br />
pneumatico, risulta che la ruota è soggetta ad un momento torcente che tende ad orientare la ruota<br />
stessa nella vera direzione dello spostamento, ovvero a ridurre spontaneamente l’angolo di deriva.<br />
Tale momento è detto auto-allineante e può essere scritto come:
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE <strong>AIAS</strong> – MILANO, 14-17 SETTEMBRE 2005<br />
M Fσ<br />
= µα<br />
5<br />
t = t<br />
In virtù della particolare natura dei pneumatici, anche la rigidezza torsionale non è costante, ma è<br />
funzione del carico verticale [3] come succede per il coefficiente di deriva; si ha:<br />
µ = µ F<br />
6<br />
0<br />
Z<br />
in cui anche µ0 è un coefficiente costante dipendente dal tipo di pneumatico.<br />
2.4. Tread damping moment<br />
Un altro aspetto legato al pneumatico, è lo smorzamento prodotto dalla porzione di gomma a contatto<br />
con il suolo. Questa azione dà luogo ad un momento detto tread damping moment la cui espressione,<br />
trovata in letteratura [3], è:<br />
C TREAD<br />
K4<br />
= ψ&<br />
7<br />
V<br />
dove K 4<br />
2<br />
= 0.<br />
15a<br />
cS<br />
FZ<br />
, essendo a la semi-lunghezza dell’impronta (parametro dipendente dalla<br />
pressione di gonfiaggio).<br />
3. <strong>ANALISI</strong> LINEARE E MAPPE <strong>DI</strong> STABILITA’<br />
L’analisi dello shimmy è stata intrapresa su un modello semplificato di carrello, avente pivot verticale<br />
e forcella ortogonale al pivot (fig. 1). Il carrello si muove alla velocità V e la ruota è libera di oscillare<br />
intorno al pivot. Sul carrello grava il carico verticale - FZ - che si trasferisce al pneumatico e lo<br />
mantiene schiacciato al terreno; la forza Ft e il momento auto-allineante agiscono in modo da esaltare<br />
il fenomeno di shimmy.<br />
asse di rotazione<br />
L<br />
V<br />
x<br />
αα<br />
ψ<br />
L<br />
µα µα<br />
F t<br />
Figura 1: Vista frontale e superiore del carrello e carichi agenti<br />
C ψ& ψ&<br />
Si indichi con ψ l’angolo di shimmy e con L il cosiddetto braccio a terra (caster length); sia inoltre x<br />
la distanza a cui si porta il centro della ruota dalla direzione della velocità per effetto dell’oscillazione.<br />
L’ equazione di equilibrio del carrello intorno al pivot si può scrivere come [5]:<br />
⎛ K4<br />
⎞<br />
I & ψ& + ⎜CD<br />
+ ⎟ψ&<br />
= LFt<br />
+ M<br />
⎝ V ⎠<br />
t<br />
D<br />
V<br />
8
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE <strong>AIAS</strong> – MILANO, 14-17 SETTEMBRE 2005<br />
dove:<br />
• I ψ& & = momento relativo all’inerzia del sistema;<br />
• C Dψ&<br />
= momento di smorzamento viscoso dovuto allo shimmy damper e all’attrito fra le parti<br />
meccaniche;<br />
• LF t = momento generato dalla forza Ft avente braccio L rispetto al pivot di rotazione.<br />
Dal momento che è ragionevole assumere il pivot libero fino ai pedali, l’eventuale coppia di<br />
richiamo elastico - Kψ - dovuta alla rigidezza torsionale K del pivot stesso, è da ritenersi nulla e<br />
pertanto non compare al primo membro dell’equazione 8.<br />
Per quanto riguarda il valore di CD, coefficiente di smorzamento equivalente, è stato assunto un<br />
valore costante suggerito da Mecaer; un valore attendibile per il momento di inerzia del carrello I è<br />
stato stimato in base a dati forniti sempre da Mecaer, tenendo conto sia dell’inerzia dello stelo che di<br />
quella della ruota (si veda Tabella 1).<br />
Secondo la meccanica delle gomme, la forza Ft è legata alla deformazione laterale ∆ subita dal<br />
pneumatico e all’angolo di deriva dalle leggi 1 e 3; in queste equazioni però non compare l’angolo di<br />
shimmy e pertanto è necessario introdurre un’altra relazione per poter correlare le tre variabili ∆, α e<br />
ψ . Si tratta della condizione cinematica di non slittamento laterale del pneumatico, anch’essa<br />
contemplata nella teoria del punto di contatto:<br />
x& + ∆&<br />
+ V sin ψ + V sinα<br />
= 0<br />
9<br />
dove x = Lsinψ<br />
.<br />
Supponendo piccole oscillazioni e piccole deformazioni, la 9 si può linearizzare e scrivere come [5]:<br />
Lψ&<br />
+ ∆&<br />
+ Vψ<br />
+ Vα<br />
= 0<br />
10<br />
Sostituendo la 3 e la 5 nell’equazione del moto 8 si giunge a:<br />
⎛ K4<br />
⎞ L<br />
I & ψ&<br />
+ ⎜C<br />
+ ⎟ψ&<br />
D − α − µα = 0<br />
11<br />
⎝ V ⎠ c<br />
Dall’equazione cinematica 10 si ricava:<br />
∆& = −Lψ&<br />
−Vψ<br />
−Vα<br />
12<br />
Uguagliando le relazioni 1 e 3 e derivando si ottiene:<br />
α = ck ∆&<br />
13<br />
& L<br />
Sostituendo la 12 nella 13 si giunge alla seguente equazione:<br />
& α = ( −Lψ&<br />
−Vψ<br />
−Vα<br />
)<br />
14<br />
ck L<br />
Le relazioni 11 e 14 sono quelle che descrivono la dinamica del sistema nei due gradi di libertà ψ e α.<br />
Si ottiene:<br />
⎡I<br />
⎢<br />
⎣0<br />
0⎤⎧ψ<br />
⎫<br />
⎡<br />
⎢ +<br />
⎨ ⎬ +<br />
0<br />
⎥<br />
⎦⎩α<br />
⎭ ⎢<br />
⎣ ck L<br />
V<br />
&<br />
K<br />
CD<br />
&<br />
L<br />
4<br />
⎤ ⎡<br />
0 ⎧ψ&<br />
⎫<br />
⎥⎨<br />
⎬ + ⎢ 0<br />
1⎥⎩<br />
& α ⎭ ⎢<br />
⎦ ⎣ckLV<br />
L ⎤<br />
− − µ ⎧ψ<br />
⎫ ⎧0⎫<br />
c ⎥⎨<br />
⎬ = ⎨ ⎬<br />
ck V ⎥<br />
⎦<br />
⎩α<br />
⎭ ⎩0⎭<br />
L<br />
15
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE <strong>AIAS</strong> – MILANO, 14-17 SETTEMBRE 2005<br />
che consiste in un set di due equazioni differenziali lineari del secondo ordine che possono essere<br />
risolte per studiare la stabilità del sistema. La soluzione non banale si ottiene imponendo:<br />
⎡<br />
det⎢<br />
⎡I<br />
⎢<br />
⎢<br />
⎣0<br />
⎣<br />
0⎤<br />
⋅<br />
0<br />
⎥ s<br />
⎦<br />
2<br />
⎡<br />
⎢ +<br />
+<br />
⎢<br />
⎣ ck L<br />
V<br />
K<br />
CD<br />
L<br />
che porta all’equazione caratteristica:<br />
4<br />
⎤ ⎡<br />
0⎥<br />
⎢ 0<br />
⋅ s +<br />
1⎥<br />
⎢<br />
⎦ ⎣ckLV<br />
L ⎤⎤<br />
− − µ<br />
c ⎥⎥<br />
= 0<br />
ck V ⎥⎥<br />
L ⎦⎦<br />
3 2<br />
B s + B s + B s + B = 0<br />
17<br />
3<br />
con:<br />
2<br />
1<br />
B 3 = I<br />
K4<br />
B2 = IckLV<br />
+ CD<br />
+<br />
V<br />
⎛ K4<br />
⎞<br />
2<br />
B1 = ⎜CD<br />
+ ⎟ckLV<br />
+ kLL<br />
+ kLcµ<br />
L<br />
⎝ V ⎠<br />
= k VL + ck µ V<br />
B0 L<br />
L<br />
0<br />
Dal momento che i coefficienti dell’equazione caratteristica sono tutti positivi, le soluzioni, se sono<br />
reali, devono necessariamente essere negative; in particolare si possono verificare i seguenti casi:<br />
• 3 radici reali;<br />
• 1 radice reale, più 2 complesse coniugate.<br />
Nel caso di radici reali negative, la soluzione del sistema è di tipo esponenziale convergente. Nel<br />
caso di radici complesse coniugate la soluzione ha l’andamento di un’armonica inviluppata da<br />
un’esponenziale; il segno della parte reale indica se la soluzione è stabile oppure instabile.<br />
I<br />
Tabella 1: Valori di alcuni parametri caratteristici<br />
0.0376 [Kg m 2 ]<br />
CD<br />
2.5 [Nm/s]<br />
kL<br />
130·10 3 [N/m]<br />
L 0.046 [m]<br />
cs<br />
5.8 [rad -1 ]<br />
µ0<br />
0.26 [m/rad]<br />
Fz<br />
5000 [N]<br />
Qui di seguito sono illustrati gli studi sulla stabilità del sistema eseguiti analizzando il segno della<br />
parte reale delle radici dell’equazione caratteristica 17. Le mappe di figura 2 mostrano le zone di<br />
stabilità al variare della velocità di rullaggio e di un parametro caratteristico per volta, assumendo per<br />
tutti gli altri parametri i valori indicati nella Tabella 1. In figura 3, invece, è illustrato l’andamento<br />
della frequenza di oscillazione di shimmy in funzione del braccio a terra e della velocità di rullaggio,<br />
sia per il sistema smorzato che per quello in assenza di smorzamento.<br />
16<br />
18
INSTABILE<br />
STABILE<br />
4. <strong>ANALISI</strong> NON LINEARE E CICLI LIMITE<br />
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE <strong>AIAS</strong> – MILANO, 14-17 SETTEMBRE 2005<br />
STABILE<br />
INSTABILE<br />
Figura 2: Mappe di stabilità<br />
INSTABILE<br />
INSTABILE<br />
Figura 3: Frequenza di oscillazione di shimmy<br />
STABILE<br />
STABILE<br />
Il modello matematico a cui abbiamo fatto ricorso nella Sezione3 si basa su un’analisi lineare condotta<br />
studiando le radici del polinomio caratteristico. Il vantaggio fondamentale di questo procedimento sta<br />
nella sua relativa semplicità di calcolo e nella possibilità di poter contare su dati, le mappe di stabilità,<br />
che permettono di determinare indicativamente la tendenza dello shimmy al variare dei vari parametri.<br />
Bisogna dire però che un’analisi di questo genere permette di studiare il sistema limitatamente a<br />
situazioni che di poco si discostano dalle condizioni stazionarie, prerequisito fondamentale per<br />
accettare la linearizzazione fatta nel corso dello studio.<br />
Per un’analisi più veritiera dunque, è necessario utilizzare la condizione cinematica di non<br />
slittamento laterale, espressa dalla 9, senza apportare alcuna approssimazione ai termini<br />
trigonometrici. In più, si vuole tener conto anche di altri contributi non lineari essenzialmente legati al<br />
comportamento del pneumatico, che vengono introdotti qui di seguito.
4.1. Non linearità del pneumatico<br />
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE <strong>AIAS</strong> – MILANO, 14-17 SETTEMBRE 2005<br />
La forza laterale Ft e il momento auto-allineante Mt, sono stati assunti, in base alle leggi 1 e 2, funzioni<br />
lineari dell’angolo di deriva; queste relazioni, valide nell’ipotesi di piccole oscillazioni, si modificano<br />
nel caso di un discorso più generale, secondo quanto suggerito in [3]. In particolare si assumono le<br />
seguenti leggi:<br />
• una funzione di saturazione con tratti lineari per la forza laterale, dove δ è l’angolo di deriva limite<br />
considerato pari a 5° (equazione 19), e<br />
• una semi-sinusoide per il momento auto-allineante, dove γ è l’angolo di deriva limite preso pari a<br />
10° (equazione 20):<br />
⎧ Ft<br />
= cS<br />
⋅ FZ<br />
⋅δ<br />
⎪<br />
⎨ Ft<br />
= cS<br />
⋅ FZ<br />
⋅α<br />
⎪<br />
⎩Ft<br />
= −cS<br />
⋅ FZ<br />
⋅δ<br />
per α ≥ δ<br />
per α < δ<br />
per α ≤ −δ<br />
⎧ γ ⎛ 180°<br />
⎞<br />
⎪M<br />
t = µ 0 sin⎜<br />
α⎟<br />
⋅ FZ<br />
⎨ 180°<br />
⎝ γ ⎠<br />
⎪<br />
⎩M<br />
t = 0<br />
4.2. Cicli limite<br />
per α < γ<br />
per α ≥ γ<br />
Come già accennato, la condizione cinematica di non slittamento laterale viene ora utilizzata senza<br />
subire alcuna linearizzazione; pertanto l’equazione 14 in questo caso assume la forma:<br />
& α + L cos ψψ&<br />
+ ck V sinψ<br />
+ ck V sinα<br />
= 0<br />
21<br />
ckL L<br />
L<br />
Come prima, questa relazione viene affiancata all’equazione del moto 9:<br />
⎛ K4<br />
⎞<br />
I & ψ& + ⎜CD<br />
+ ⎟ψ&<br />
= LFt<br />
+ M<br />
⎝ V ⎠<br />
t<br />
in cui ora Ft e Mt hanno le espressioni indicate in 19 e 20.<br />
La 21 e la 9 formano insieme il nuovo set di equazioni differenziali, stavolta non lineari, la cui<br />
risoluzione è stata condotta tramite integrazione numerica, applicando il metodo di Newmark. I calcoli<br />
sono stati effettuati per diversi valori della velocità di rullaggio V, nonché delle condizioni iniziali di<br />
integrazione - ψ0 e α0 - attribuite alle incognite. I casi riscontrati sono di due tipi:<br />
• convergenza: il sistema è stabile, ovvero lo shimmy tende a smorzarsi;<br />
• divergenza - ciclo limite: il sistema presenta una certa instabilità iniziale, in cui l’oscillazione di<br />
shimmy si amplifica, ma poi si stabilizza mantenendosi costante sul valore raggiunto.<br />
I risultati ottenuti vengono mostrati tramite grafici bidimensionali e tridimensionali, che mostrano i<br />
valori assunti istante per istante da ψ ed α.<br />
19<br />
20<br />
9
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE <strong>AIAS</strong> – MILANO, 14-17 SETTEMBRE 2005<br />
Figura 4: Andamento temporale di ψ e α con V = 55 m/s, ψ 0 = 3° e α 0 = -3°<br />
Figura 5: Andamento temporale di ψ e α con V = 30 m/s, ψ 0 = 2° e α 0 = -2°: ciclo limite<br />
Figura 6: Andamento temporale di ψ e α con V = 15 m/s, ψ 0 = 3° e α 0 = -3°<br />
Le figure 4 e 6 si riferiscono a condizioni di funzionamento che nell’analisi lineare risultavano stabili;<br />
in effetti si nota come gli angoli ψ e α, partendo da valori iniziali di 3°, si smorzano nel tempo. Al<br />
contrario, in figura 5 viene illustrata l’evoluzione del sistema a partire da angoli iniziali più piccoli, 2°,<br />
ma con un valore di velocità per la quale nell’analisi lineare si riscontrava instabilità. Anche in questo<br />
caso si conferma la bontà della previsione del metodo agli autovalori, nel senso che l’oscillazione<br />
tende ad amplificarsi, ma invece di crescere in maniera indefinita a un certo punto si stabilizza in<br />
quello che viene definito ciclo limite. Questo aspetto non poteva essere colto tramite l’analisi lineare<br />
in quanto esso è intimamente legato alle non linearità del modello di cui si è tenuto conto solo con<br />
l’integrazione numerica.<br />
7. CONCLUSIONI<br />
Nello studio lineare si è visto che le equazioni del moto sono di tipo esponenziale, convergente o<br />
divergente, e dall’analisi agli autovalori è possibile ricavare le mappe di stabilità che illustrano la<br />
tendenza dello shimmy al variare dei parametri caratteristici. Successivamente si è tenuto conto delle<br />
non linearità e le equazioni del moto sono state risolte tramite integrazione nel tempo. A causa delle<br />
non linearità, la divergenza che si otteneva con l’analisi lineare non si riscontra più, e al suo posto si<br />
nota l’instaurarsi del ciclo limite, la cui ampiezza è un indice della pericolosità della vibrazione di<br />
shimmy.<br />
Si sottolinea il fatto che il comportamento del sistema dipende strettamente dai valori assunti per i<br />
parametri caratteristici, sui quali si può giocare per rendere il sistema più stabile. Nell’integrazione
XXXIV CONVEGNO NAZIONALE <strong>AIAS</strong> – MILANO, 14-17 SETTEMBRE 2005<br />
numerica, particolare importanza rivestono i valori iniziali attribuiti alle incognite del sistema, una cui<br />
piccola variazione apparentemente insignificante, può generare risultati completamente differenti.<br />
In futuro si pensa di sviluppare modelli di carrello maggiormente realistici in cui tenere conto sia di<br />
geometrie più complesse che di equilibri anche lungo altre direzioni.<br />
BIBLOGRAFIA<br />
[1] de Carbon, C.B., “Analytical study of shimmy of airplane wheels”, NACA TM 1337, 1952;<br />
[2] Moreland, W.J.,“The story of shimmy”, Journal of Aeronautical Sciences, Vol. 21, No 12, 1954,<br />
793-808;<br />
[3] Somieski, G.,“Shimmy Analysis of a Simple Aircraft Nose Landing Gear Model Using Different<br />
Mathematical Methods”, AST 8, 1997, 545-555;<br />
[4] Smith, N. D., “Understanding Parameters Influencing Tire Modeling”, Department of Mechanical<br />
Engineering, Colorado State University;<br />
[5] Collins, R.L., “Theories on the Mechanics of Tires and Their Application to Shimmy Analysis”,<br />
Journal of Aircraft, Vol. 8, No 4, 1971, 271-277.