Servomecanism

De la Wikipedia, enciclopedia liberă
Salt la: Navigare, căutare

Identificarea Dinamică Experimental a unui Servomecanism Electrohidraulic

1 INTRODUCERE

Pe plan mondial există preocupări în domeniul xperimentării și probarii virtuale în majoritatea domeniilor industriale: automobile, aviatie, robotica etc. O abordare unitară se incadrează în tendințele de integrare a tehnologiilor informatice în cercetarea și producția aparaturii hidraulice. Abordarea interdisciplinări asigură racordarea la prioritățile, obiectivele și metodologia specifică a ariei europene de cercetare în acest domeniu. Pâna în acest moment nu exista elaborate în tară metodologii de testare virtuala a aparaturii hidraulice. S-au realizat modele matematice pentru unele aparate hidraulice și scheme de simulare necesare pentru diverse aplicatii, dar farș a fi concretizate într-un instrument de simulare extins la toata gama de fabricatie, datorită faptului că aceasta presupune un efort considerabil atât cu resurse umane cât și material. Au fost create biblioteci specializate, destinate rezolvarii unor probleme matematice de bază, folosindu-se componente ale unor pachete de programe, de ex. BLAS, LINPACK, EISPACK. Unul din cele mai utilizate pachete de programe este programul MATLAB, subrutinele HTTOOLS fiind destinate sintezei în frecvența a sistemelor automate. In cadrul unui proiect CeEx, sunt realizate activități multidisciplinare de cercetare în domeniile matematicii, tehnologiei informatice, ingineriei hidraulice, tehnicii măsurării, bazelor de date, prelucrării digitale a semnalelor și altor domenii conexe. Aceast mod de abordare permite elaborarea unor metodologii de testare virtuală cu un nivel ridicat ai parametrilor de performanta și de calitate. Proiectul propune elaborarea unei metodologii de testare virtuală, folosind în acest scop modelarea matematică a aparatelor hidraulice și a unor scheme de simulare funcțională, specifice atât în regim static, cât și în regim dinamic. Spre deosebire de încercarile reale în laboratoare, prin această metodă se va putea determina pe ecuația de continuitate specifica subansamblului servovalva – cilindru servomecanism modelul virtual influența diversilor parametri fizici (diametru duze, conicitati suprafete, forte elastice etc.) ai reperelor interne asupra comportarii aparatului la diversi stimuli (semnal rampa, semnal treapta, semnal sinusoidal), fără a mai fi necesară execuția fizică a numeroase variante constructive. Validarea metodologiei, respectiv a modelelor matematice si a schemelor de simulare se va face prin compararea rezultatelor incercarilor de laborator cu cele rezultate prin modelarea si simularea acestora (fig. 1). Pentru ilustrarea celor afirmate mai sus, in lucrarea de fata se propune o prezentare detaliata a identificarii experimentale a modelului matematic specific unui servomecanism electrohidraulic, echipat cu servovalva MOOG [4,5].

2 MODELARE MATEMATICĂ

Ecuațiile ce caracterizează comportarea în regim dinamic a servomecanismului electrohidraulic studiat sunt: funcția de transfer specifică a servovalvei unde: KIZ = 8.25 m/A, este factorul de amplificare curent -poziție sertar servovalva, z; (On = 377 rad/s, este pulsatiă naturală a servovalvei; £"= 0.7, este factorul de amortizare dinamică. Aceste doua valori, specifice caracterizării dinamicii servovalvei, corespund datelor de catalog: atenuate de 3 dB, la un defasaj de 90. A1 Ecuatia corespunde funcționării distribuitorului de reglare cu acoperire "critica". O neliniaritate a modelului unde : ba = jrdsvOCa este perimetrul de curgere prin distribuitorul servovalvei; dsv = 6 mm este diametrul sertarului servovalvei; Ob = 0.4 - coeficientul de utilizare al perimetrului de curgere; CM = 0.6 - coeficientul de debit al fantelor de distribute; Av = 15xlO"4 m2 - aria activă a pistonului cilindrului hidraulic; kt este coeficientul de scurgeri între camerele cilindrului; y, y, y - pozitia, viteza, respectiv acceleratia pistonului cilindrului hidraulic, SCil; P - caderea de presiune intre racordurile SCil; Ry, - rigiditatea echivalenta, pe traseul hidraulic dintre servovalva si cilindru: P - viteza de variatie in timp a caderii de presiune P; £j = 10000 bar este modulul de elasticitate echivalent al lichidului; 1% = 0.785x105 m3 - volumul de ulei, supus variațiilor de presiune, cuprins între servovalva si cilindru; z - poziția sertarului de distribute al SV; Zo = 0 - acoperirea distribuției servovalvei; Ps - presiunea sursei hidraulice "stabilizate"; p = 900 kg/m3 - densitatea uleiului. este asociată cu saturația debitului, la valoarea maximă a sursei hidraulice, de 63 1/min.

Ecuatia de echilibru dinamic pe pistonul cilindruluiservomecanismului: unde : mv = 4 kg, este masa părții mobile acționate de cilindrul hidraulic; F f = F fs + Ff, este forța de frecare aplicată pistonului cilindrului; Ffs = FfsOsign y este forța de frecare coulombiana; Ffso - modulul forței de frecare coulombiene; Ffv = kfvy este forța de frecare vascoasa; Ffs « Fjv, se neglijează frecarile coulombiene în raport cu frecarile vascoase; Fmrcina este sarcina ce acționează pe tija pistonului cilindrului. mpy = PAp-Ff-Fsc.

Rețeaua de simulare aferentă modelului matematic prezentat este redata in fig. 2. La parametrii cuprinsi in ecuatii se adaugă și valorile caracteristice ale blocurilor care descriu legaturile funcționale specifice servomecanismului studiat și sarcinii acționate de catre acesta: constantă traductorului de pozitie Kp0Ziue = 1 m/m; constantele variabile ale reacțiilor suplimentare de viteză și accelerație XOTteza si K^ccdemtie; factorul de amplificare reglabil Kp, al regulatorului PID; coeficientul de conversie-amplificare tensiune-curent de comanda servovalva Kut = 0.015 A/V.

3 IDENTIFICARE EXPERIMENTALA

Pe baza seturilor de date experimentale obținute în laborator, au fost identificate valorile caracteristice ale factorilor de acordare ai servocontrolerului și parametrilor funcționali reprezentativi, din modelul matematic elaborat pentru servomecanismul electrohidraulic studiat. Comentariile au fost asociate aspectelor calitative ale dinamicii servomecansimului si corelatiilor functionale intre parametrii reprezentativi ai sistemului, in contextul limitarilor fizice ale standului de probare si modelului matematic utilizate.

Prin calibrarea raspunsului obtinut prin simulare numerica pe curba masurata experimental, se identifică valorile parametrilor de acordare ai modelului matematic elaborat. Combinația optimă de valori obținute este următoarea: coeficient de scurgeri între camerele cilindrului hidraulic kip = lOxlO14 m5/Ns2, coeficient de frecare vascoasă între piston și cilindrul servomecanismului neglijabil, factor de amplificare pe calea de comandă a servomecanismului, cu regulator de tip proporțional, Kp = 0.7 V/m. Valorii reduse a acestuia din urma parametru, ii corespunde firesc un timp de raspuns de cca. 220 ms, existând o asimetrie intre timpii de răspuns pe cele doua sensuri de mișcare ale cilindrului servomecanismului și în forma curbei obținute prin simulare numerică, către finalul regimului tranzitoriu. Această asimetrie este asociată cu limitările fizice, constructiv-funcționale ale stăndului pe care s-au derulat experimentarile de laborator.

Tot în finalul regimului tranzitoriu, se remarca diferențe semnificative între curba experimentală și cea teoretica, datorate valorii reduse a parametrului Kp, cresterea acestuia (de ex. la valoarea Kp = 1 V/m) modificând panta creșterii semnalului "Realizat", corelat cu atingerea valorii de regim staționar în același moment de timp pentru ambele semnale - teoretic și experimental, pe unul dintre sensurile de miscare ale cilindrului (vezi fig. 4).

Influența sarcinii perturbatoare a servomecanismului asupra raspunsului experimental nu este relevantă, deci rejectia perturbației este asigurată.