Modelowanie i obliczanie napędu hydrobusu

Komentarze

Transkrypt

Modelowanie i obliczanie napędu hydrobusu
Zbigniew PAWELSKI
Modelowanie i obliczanie napędu
hydrobusu
Monografie, Łódź 2000
2
3
SPIS TREŚCI
Od autora...............................................................................................................
Wykaz ważniejszych oznaczeń...............................................................................
str.
4
6
1. Układ napędowy hydrobusu w strukturze napędów hydrostatycznych ................. 9
1.1. Podstawy napędu z adaptacyjnym sterowaniem wtórnym... ..........................20
1.2. Układ napędowy hydrobusu..........................................................................29
2. Dobór serwomechanizmów do obwodów regulacji .. ........................................ 37
2.1. Serwomechanizm położenia....................................................................... 48
2.2. Serwomechanizm prędkości....................................................................... 56
2.3. Serwomechanizm ciśnienia........................................................................ 57
3. Dobór dynamiki podzespołu wychylenia tarczy................................................. 62
4. Model silnika ZS z regulatorem R4E lub R4V.................................................. 74
5. Model układu sterowania prędkością pojazdu................................................... 88
6. Model hydropneumatycznych akumulatorów energii..........................................95
7. Model napędu hydrostatycznego.......................................................................106
8. Podstawowe parametry podzespołów oraz wymagania przy uruchamianiu
układu hydraulicznego.....................................................................................115
8.1. Dobór silnika hydrostatycznego....... ..........................................................115
8.2. Dobór akumulatora energii.........................................................................116
8.3. Dobór zbiornika oleju.................................................................................120
8.4. Dobór oleju................................................................................................ 122
8.5. Filtrowanie w układzie hydraulicznym hydrobusu ......................................124
8.6. Hydrauliczne elementy logiczne sterujące przepływem cieczy.....................125
9. PODSUMOWANIE...................................................................................... 129
LITERATURA………………………………………………………………………130
Summary…………………………………………………………………………….134
4
OD AUTORA
Monografia swoim zakresem tematycznym dotyczy napędów hydrostatycznych ze
sterowaniem przez zmianę geometrycznej objętości roboczej silnika, wyróżniających
się specyficznymi własnościami dorównującymi regulowanemu napędowi
elektrycznemu. Stosowanie takich napędów staje się korzystne wszędzie tam, gdzie
konwencjonalny napęd hydrauliczny nie może już spełniać wymagań pod względem
własności dynamicznych, dokładności regulacji prędkości obrotowej, pozycjonowania
oraz możliwości odzysku energii bez dokonywania jej przemiany. Prototyp napędu
hybrydowego zrealizowany wg tej koncepcji zamontowano w autobusie miejskim,
wykorzystując podzespoły hydrostatyczne i sterujące firmy REXROTH. Dzięki
życzliwości tej firmy możliwe było również zebranie informacji niezbędnych do
uruchomienia hydrostatyki oraz układów sterowania w wersji: analogowej - korzystając
z firmowych „kart” pomiarowo-sterujących oraz mikroprocesorowej - oprogramowując
własnym programem „handlowy” sterownik mikroprocesorowy. W opracowaniu tym
zwrócono uwagę na istotne punkty, które należało zachować podczas uruchamiania
prototypu, i tak w:
- w rozdziale 1 omówiono zasadę działania napędu hydrostatycznego ze
sterowaniem przez zmianę objętości jednostkowej silnika w układzie z czynnym
ciśnieniem, jego zalety oraz struktury układów sterowania,
- w rozdziale 2 przedstawiono ocenę działania serwomechanizmów jako podzespołów wykonawczych, mogących pracować w trzech odmianach: położenia, prędkości i
siły,
- w rozdziale 3 zaproponowano wskaźniki oceny układu wychylenia tarcz
oporowych pozwalające zachować stabilność,
- w rozdziale 4 omówiono model silnika wysokoprężnego z różnymi regulatorami
obrotów w pompie paliwa,
- w rozdziale 6 omówiono model hydropneumatycznych akumulatorów energii,
- w rozdziale 7 zaproponowano model napędu hydrostatycznego hydrobusu,
- w rozdziale 8 przedstawiono dobór podstawowych parametrów układu napędowego oraz wymagania stawiane przy uruchamianiu napędu hydrostatycznego.
Obserwowany w ostatnim okresie rozwój elektroniki miał znaczący wpływ na
zmiany w hydrostatycznych układach sterujących, które mając obecnie wejścia
elektroniczne umożliwiają zastosowanie napędów hydrostatycznych w układach
zautomatyzowanych, sterowanych za pomocą mikroprocesorów. Wymaga to
umiejętności tworzenia modeli dynamicznych podzespołów i układów napędowych
oraz ich weryfikacji. Stąd wydawało się pożądane, aby wieloletnie prace teoretyczne i
doświadczalne zostały przekazane za pomocą niniejszego opracowania, które może
5
okazać się pomocne dla inżynierów i studentów wydziałów mechanicznych oraz
elektrycznych, zajmujących się podobną tematyką.
Główny nacisk położono na realizację układu sterowania i te dane układu
hydrostatycznego, od których zależą parametry regulatorów. Pomimo nieliniowego w
rzeczywistości obiektu badań, okazało się wystarczające posługiwanie się danymi
modelu zlinearyzowanego dla zachowania stabilności.
Zebrany materiał to wynik kilkuletnich prac, możliwych dzięki finansowaniu ich
przez Komitet Badań Naukowych w latach 1991 1998 w ramach Projektów: 3 0482 91
01, 9 S 604 087 06, 9 T 12C 006 13, przez co zaistniała możliwość rozwijania
własnych zainteresowań. Tą drogą pragnę złożyć podziękowanie za okazaną pomoc.
W spisie literatury zamieszczono tylko najważniejsze pozycje, dostępne w miejscowych bibliotekach. Większość informacji uzyskano z licznych cząstkowych publikacji
naukowych, materiałów katalogowych i prospektów głównie firmy REXROTH oraz
opracowań konferencyjnych.
Szczególnie gorące podziękowanie pragnę złożyć Recenzentom książki Panom:
Profesorowi Janowi Osieckiemu oraz Profesorowi Leonowi Prochowskiemu za bardzo
wnikliwe i przychylne recenzje wydawnicze oraz wskazanie możliwości rozwinięcia
pracy. Ich opinie miały znaczący wpływ na treści zawarte w tej książce.
Przyjmuję z wdzięcznością wszelkie uwagi krytyczne zarówno co do treści jak i
sposobu jej ujęcia, przewidując uwzględnienie ich w następnych swoich pracach.
Mam nadzieję, że monografia ta pozwoli Czytelnikowi odpowiedzieć na wiele
pytań pojawiających się przy uruchamianiu nowych lub podobnych napędów
hydrostatycznych. Oczywiście na wiele pytań nie odpowiedziałem. Mając jednak
uruchomiony prototyp, jest tylko kwestią czasu i możliwości by poszukać odpowiedzi.
Zapraszam do współpracy.
Zbigniew Pawelski
Łódź, grudzień 1999 r.
6
WYKAZ WAŻNIEJSZYCH OZNACZEŃ
A
- powierzchnia przekroju poprzecznego cylindra siłownika, m 2
An - amplituda n-tej harmoniki szeregu Fouriera, m
B
- współczynnik tarcia wiskotycznego, Ns/m.
dL - współczynnik tłumienia w siłowniku,
dV - współczynnik tłumienia w serwozaworze,
e
- sygnał uchybu, V
E
- moduł sprężystości oleju, kg/m*s2
Es
- siła napięcia wstępnego sprężyn regulatora, N
Fd
- siła oporu technologicznego, N
Fo
- siła odśrodkowa wirujących ciężarków, N
Ge
- godzinowe zużycie paliwa przez silnik spalinowy, kg/h
H
- skok siłownika, m
i
- natężenie prądu w serwozaworze, mA
ir
- znamionowe natężenie prądu w serwozaworze, mA
Jg
- zredukowany na oś tarczy oporowej masowy moment bezwładności, kgm2
Kp - wzmocnienie ciśnienia w serwozaworze, MPa/mA
KPI - wzmocnienie regulatora PI, mA/V
KQ - wzmocnienie natężenia przepływu w serwozaworze, m 3/s/mA
KpQ - ciśnieniowe wzmocnienie natężenia przepływu; KpQ=KQ/Kp, m3/s/MPa
Kt’ - sztywność napędu, N/m
KX - wzmocnienie sygnału przetwornika położenia, V/m.
KV - wzmocnienie sygnału przetwornika prędkości, V/m/s
Kfp - wzmocnienie sygnału przetwornika ciśnienia, V/MPa
KVX - wzmocnienie prędkości pętli w serwomechanizmie położenia, s
KVV - wzmocnienie prędkości pętli w serwomechanizmie prędkości, s
KVp - wzmocnienie prędkości pętli w serwomechanizmie ciśnienia (siły), s
Lp
- indukcyjność cewek silnika momentowego w serwozaworze, H
m
- zredukowana masa zespołu tłoczyska siłownika, kg
Mi
- moment obrotowy na wale elementu „i”, Nm
M2max - maksymalny moment obrotowy na wale silnika hydrostatycznego, Nm
MT - moment obrotowy od sił tarcia, Nm
ML - zredukowany moment obrotowy od obciążenia, Nm
q
- objętość jednostkowa (geometryczna wydajność bądź chłonność) maszyny
hydrostatycznej, m3/rad
q
- dawka jednostkowa pompy paliwowej, mm3/wtrysk
q2max - maksymalna chłonność jednostkowa, m3/rad
Q
- natężenie przepływu oleju, m3/s
7
- znamionowe natężenie przepływu w serwozaworze, m 3/s
- ciśnienie, MPa
- ciśnienie zasilania układu, MPa
- ciśnienie robocze, MPa
- spadek ciśnienia na skutek przecieku w serwozaworze i siłowniku, MPa
- niepewność sygnału wyjściowego w serwomechanizmie ciśnienia, MPa
- promień środka masy ciężarka odpowiadający napięciu wstępnemu, m.
- promień środka masy ciężarka odpowiadający prędkości kątowej biegu
jałowego, m
RL - opory przesuwu elementu sterującego, N
Rp
- rezystancja cewek silnika momentowego w serwozaworze,
Rw - rezystancja stopnia wyjściowego wzmacniacza,
Rxy - korelacja wzajemna sygnałów,
Sxx - gęstość widmowa mocy sygnału,
t1
- czas powstania maksymalnej odchyłki prędkości kątowej wału silnika
hydrostatycznego, s
T
- stała czasowa, s
Top - czas zwłoki w przebiegu momentu obrotowego jednostki hydrostatycznej, s
Twych - czas wychylenia tarczy oporowej w jednostce hydrostatycznej, s
TL - czas narastania momentu obciążenia, s
TR - współczynnik czasu obiektu regulacji, s
TN - czas zdwojenia regulatora PI, s
TV - czas wyprzedzenia regulatora PD, s
U
- napięcie, V
U1 - sygnał sterujący zadany, V
U2 - sygnał sprzężenia zwrotnego, V
V
- prędkość tłoczyska siłownika, m/s
Vmax - maksymalna prędkość tłoczyska siłownika, m/s
Vf
- uchyb prędkości, m/s
X
- przemieszczenie tłoczyska siłownika, m
Xu - niepewność sygnału wyjściowego w serwomechanizmie położenia, m
Xf
- nadążny uchyb położenia, m
y
- przesunięcie elementu sterującego wielkością dawki w pompie, mm
y1
- przesunięcie listwy w pompie zależne od położenia pedału przyspiesznika, mm
y2
- przesunięcie listwy w pompie zależne od ugięcia sprężyn w regulatorze, mm
- kąt wychylenia tarczy oporowej w silniku, rad
- kąt wychylenia tarczy oporowej w pompie, rad
p.
- kąt fazowy n-tej harmoniki szeregu Fouriera, rad
n
wartość średnia sygnału,
x
- zredukowany współczynnik tłumienia lepkiego, Ns/m
z
- gęstość paliwa, kg/m3
Qr
pi
ps
p
pd
pu
r1
ro
8
2
n
2
xy
i
L
V
o
p.
- wariancja procesu stochastycznego,
- funkcja koherencji dwóch sygnałów,
- prędkość kątowa elementu „i”, rad/s
- przyrost prędkości kątowej, rad/s
- częstotliwość własna obciążenia, 1/s
- częstotliwość własna serwozaworu, 1/s
- podstawowa częstotliwość szeregu, 1/s
- prędkość kątowa wałka pompy, rad/s
- ustawienie elementu sterującego w zaworze.
9
1. UKŁAD NAPĘDOWY HYDROBUSU W STRUKTURZE
NAPĘDÓW HYDROSTATYCZNYCH
Ogrom inwestycji drogowych związany z rozwojem motoryzacji wymaga
przemieszczania dużych ilości mas ziemnych, co było i jest motorem rozwoju
odpowiednich maszyn [2]. Pojawienie się pierwszej samobieżnej maszyny
gąsienicowej, zaprezentowanej przez Benjamina Holta 4 listopada 1904 roku wyznacza
początek nowej ery rozwoju maszyn do robót ziemnych. W latach 20-tych i 30-tych
ciągniki gąsienicowe zrewolucjonizowały wielkie komunikacyjne budowy na
kontynencie amerykańskim, wypierając z nich konie.
Wprowadzenie w 1949 roku po raz pierwszy przez firmę Allis-Chalmers do
seryjnie produkowanej spycharki HD-19 przekładni hydrokinetycznej, stanowi
początek trwającej do dziś ery napędów hydrokinetycznych ze skrzynią typu power
shift. Rozwiązanie to zabezpiecza silnik przed „zgaszeniem” oraz umożliwia
przełączanie biegów bez nadmiernych obciążeń dynamicznych, kosztem niższej
sprawności skrzyni w porównaniu z czysto mechaniczną.
Napęd hydrostatyczny, wprowadzony do produkowanych seryjnie spycharek
gąsienicowych przez firmę Liebherr w 1968 roku, zaczął powoli zajmować miejsce
napędu hydrokinetycznego, wchodząc do maszyn większości światowych producentów.
Przekładnia hydrostatyczna eliminuje całkowicie konieczność przełączania biegów
oraz w sposób ustalony obciąża silnik spalinowy. Niewątpliwe zalety eksploatacyjne tej
przekładni ułatwiające pracę operatora oraz umożliwiające wprowadzenie sterowań
mikroprocesorowych, optymalizujących parametry pracy, prowadzą do znaczących
efektów wydajnościowych potwierdzonych testami przeprowadzonymi m.in. w
OBRMZiT Stalowa Wola na różnych spycharkach. Przykładowo spycharka SC-15HS
wyposażona w hydrostatyczny układ napędu jazdy oraz układ roboczy z hydrauliką
„load sensing” jest około 30% wydajniejsza od spycharek z napędem hydrokinetycznym [2].
W napędach hydrostatycznych występuje przemiana energii mechanicznej na
hydrauliczną, którą można łatwo przenosić, sterować i rozdzielać, aby następnie w
siłownikach lub silnikach ponownie zamieniać na energię mechaniczną. Jeżeli pompa
zasila kilka odbiorników sterowanych zaworami, to w niekorzystnych warunkach
eksploatacji występują znaczne straty energii w postaci strat dławienia, powodujących
nagrzewanie się cieczy roboczej. Takie stany robocze występują również w obszarze
częściowego obciążenia, a więc gdy pompa tłoczy więcej cieczy niż potrzebują
odbiorniki, lub gdy nastawione ciśnienie na wyjściu pompy jest wyższe od wartości
wymaganej przez odbiornik. Z punktu widzenia gospodarki energetycznej wskazanym
jest, by moc wyjściową napędu (wydajność pompy ciśnienie) można było dopasować
do zapotrzebowania, np. układy z kompensacją ciśnienia od obciążenia „load sensing”
10
oraz układy z adaptacyjnym sterowaniem wtórnym silnika. Przegląd możliwych
rodzajów napędu zestawiono na rys.1.1 [6,44,56].
Rys.1.1. Rodzaje napędów hydrostatycznych
W ostatnich latach zaznaczył się szybki rozwój i wzrost zastosowań napędów
hydrostatycznych, w którym można wyróżnić cztery obszary:
*
hydraulikę stacjonarną ogólnego przeznaczenia,
*
hydraulikę mobilną,
*
hydraulikę okrętową,
*
hydraulikę lotniczą.
Każda z tych dziedzin wymusza odpowiedni rozwój elementów i specjalistycznych
układów, zależnych od: wykonywanych funkcji, bezpieczeństwa, wymogów ekologicznych i ekonomicznych.
Zalety napędów hydrostatycznych spowodowały, że nastąpiło wypieranie napędów
mechanicznych i elektrycznych z wielu zastosowań. Przykładowo w Niemczech
produkcja elementów hydraulicznych w roku 1990 w stosunku do 1980 wzrosła ponad
dwukrotnie przy 50% wzroście produkcji globalnej w przemyśle maszynowym [13,24].
Do najważniejszych odbiorców hydrauliki należą maszyny budowlane, maszyny
drogowe, maszyny wydobywcze, maszyny rolnicze. Jak wynika z rys.1.2 w Niemczech
11
aż 38% produkcji elementów hydraulicznych znajduje zastosowanie w mobilnej
hydraulice maszyn roboczych, a w 62% w hydraulice stacjonarnej.
Rys.1.2. Zastosowanie hydrauliki w budowie maszyn w Niemczech wg VDMA w 1990 r.
Rozwój układów hydrostatycznych w maszynach wynika z dążenia producentów do
jak najpełniejszego zaspokojenia wymagań klienta oraz z rozszerzającej się oferty
zespołów hydraulicznych. Rywalizacja na rynku maszyn wymaga doskonalenia ich
konstrukcji by nadążyć rozwiązaniami za poziomem konkurencji. Stałe śledzenie
rozwiązań jak również zmieniającej się oferty dostawców zespołów stanowi jeden z
najważniejszych warunków powodzenia rynkowego, a powiązanie działań producenta
maszyn z producentem zespołów hydraulicznych oferujących komplementarne
rozwiązania jest jedyną drogą [2]. Wprowadzenie rozwiązań energooszczędnych,
umożliwiających ergonomiczną i bezpieczną pracę maszynami oraz chroniących
środowisko naturalne, to wymóg rynków i zadanie dla każdego producenta.
Rynek maszyn rządzący się prawami wolnej konkurencji nakłada na producentów
obowiązek wypełnienia określonych uwarunkowań, zarówno obligatoryjnych
(unormowania formalno-prawne) jak i techniczno-ekonomicznych decydujących o
popycie na daną maszynę, a co za tym idzie jej rynkowym sukcesie.
Rynek komponentów ukierunkowany jest na zaspokojenie wymagań producentów
maszyn. Stąd wymagania stawiane maszynom finalnym (ergonomia pracy,
ekonomiczność eksploatacji, podatność serwisowa, ekologia) mają jednoznaczne
przełożenie na producenta zespołów, którego zadaniem jest utrzymanie stałego
rozwoju swoich wyrobów i proponowanie nowych oryginalnych rozwiązań.
Tendencje rozwojowe elementów hydraulicznych można zobrazować zestawieniem
pokazanym na rys.1.3, z którego wynikają działania w trzech głównych grupach
[13,24]:
12
Minimalizacja masy i zwiększenie mocy pozwalające na pozyskanie dużej
gęstości mocy.
Minimalizacja strat energii i zmniejszenie obciążenia środowiska.
Poprawa sterowania, regulacji i obsługi maszyn z napędem hydraulicznym przez
zwiększenie komfortu obsługi i uproszczenie czynności.
Rys.1.3. Tendencje rozwojowe w hydraulice mobilnej
Elementy hydrauliczne można podzielić na dwie podstawowe grupy: zawory i
jednostki wyporowe, służące do przekształcenia energii.
Na nowoczesny zawór, rys.1.4 [13,24], składają się: stopień hydrauliczny,
przetwornik elektromechaniczny, system pomiaru przemieszczeń oraz regulator.
Rozwój elementów idzie w dwóch kierunkach: wzrostu statycznych i dynamicznych
możliwości przenoszenia mocy oraz integracji coraz większej ilości funkcji
realizowanej w konstrukcji zaworu. Oznacza to, że stopień hydrauliczny musi być
optymalizowany pod kątem kształtowania kanałów przepływowych i redukcji sił
hydrodynamicznych. Wzrost możliwości przenoszenia mocy przez elektromechaniczny
przetwornik musi oddziaływać na poprawę własności statycznych i dynamicznych
zaworu. Standartowe wykonania zaworów sterowanych elektromagnetycznie posiadają
dziś głównie magnesy proporcjonalne, które są tym lepsze im bardziej zbliżają się do
liniowego przebiegu siły w funkcji drogi. Silniki liniowe są na razie stosowane głównie
do sterowań zaworami w hydraulice lotniczej, ponieważ zbyt wysoka cena nie pozwala
na szerokie wdrożenie w hydraulice przemysłowej i mobilnej. Zaletą tych rozwiązań
jest pewność działania, duże skoki i stosunkowo duże siły przy małych gabarytach.
Obserwując rozwój konstrukcji zaworów oraz ich sterowań można przewidzieć, że
nastąpi dalsza integracja elektroniki w budowie oraz przejście na technikę cyfrową w
układach regulacji. W przyszłości należy oczekiwać również inteligentnych,
13
samodopasowujących się układów
mechanicznych i hydraulicznych.
regulacji
do
parametrów
elektrycznych,
Rys.1.4. Bezpośrednio sterowany rozdzielacz 4/3
Jednostki wyporowe, pompy i silniki hydrauliczne, służą do przetwarzania energii
mechanicznej w energię ciśnienia cieczy i na odwrót. W maszynach roboczych
znajdują zastosowanie zarówno jednostki o stałej jak i zmiennej wydajności. W
układach hydraulicznych pracujących według zasad z optymalnymi parametrami,
zainteresowanie konstruktorów idzie w kierunku jednostek o zmiennej wydajności.
Przy konieczności zwiększania ciśnień w grę wchodzą jednostki wielotłoczkowe
osiowe i promieniowe. Zaletą jednostek wielotłoczkowych osiowych jest możliwość
pracy jako pompa lub silnik, które w dużym zakresie regulacji posiadają wysoką
sprawność. Sprawności są wysokie i sięgają wartości 0.9. Rozwój tych jednostek
pokazuje zestawienie parametrów i wskaźników na rys.1.5 [13,24], gdzie wartość
wskaźnika mocy do masy wzrasta stale, przy 2 10 krotnym spadku wskaźnika masy do
wydajności właściwej oraz przy w zasadzie stałych ciśnieniach pracy 20 40 [MPa].
Utrzymanie tych granic ciśnień wynika z problemów związanych z drganiami i
hałasem w hydraulice. Poprawianie konstrukcji to optymalizacja geometrii węzłów pod
kątem uszczelnień, nowych pokryć powierzchni roboczych oraz zastosowanie
wyższych ciśnień roboczych.
14
Rys.1.5. Rozwój pomp wielotłoczkowych osiowych
15
W hydraulicznych napędach jazdy obowiązuje dziś zasada, że gdy napęd spełnia
rolę podrzędną to może być budowany jako obwód otwarty, natomiast w zadaniach
podstawowych stosuje się układ zamknięty, między innymi po to, by móc przejmować
funkcję hamowania. Zaletami napędów hydrostatycznych, obok dużej gęstości mocy,
jest płynna i dokładna możliwość przechodzenia z pełnej prędkości jazdy w przód do
jazdy wstecz. W napędach maszyn roboczych do 60 [kW] hydrostatyka zastąpiła w
zasadzie inne rodzaje napędów. Przy niższych mocach stosuje się kombinacje: pompy
regulowanej wydajności i stałego silnika. Przy wielkościach 60÷100 [kW] powracają
koncepcje regulowanych silników hydraulicznych z włączalnymi przekładniami,
zapewniającymi wielokrotne rozszerzenie zakresu regulacji. W tym obszarze
przenoszenia mocy jako drugi typ napędów obserwuje się wprowadzanie zasady
wielosilnikowej.
Obok hydrostatycznych mechanizmów jazdy napęd hydrostatyczny posiada szereg
zalet w zastosowaniu do mechanizmów roboczych maszyn i urządzeń. Wadą
dotychczasowych konwencjonalnych rozwiązań było niewykorzystywanie optymalne
mocy silnika napędowego. W ostatnich latach rozwinęły się dwa systemy: „loadsensing” i adaptacyjne sterowanie wtórne silnika hydraulicznego.
Zadaniem systemów „load-sensing” jest oszczędność energii przez dopasowywanie
natężenia przepływu z pompy do potrzeb odbiorników, z utrzymywaniem ciśnienia tak
wysoko by najbardziej obciążony odbiornik był sterowalny. W tym celu pompa musi
zapewnić ciśnienie o pewną wartość pLS wyższe od największego ciśnienia p L
obciążenia odbiorników. Rys.1.6 przedstawia różne systemy „load-sensing” różniące
się sposobem uzyskiwania wymaganej różnicy pLS [13,24].
Przy sterowaniu I różnica ciśnień uzyskiwana jest dzięki działaniu sprężyny (FF) i
pozostaje stała dla całego obszaru ciśnień obciążenia. Sprawność tego systemu bez
uwzględniania sprawności pompy jest więc równa:
1
LSI
1
p LS
1.1
pL
a więc znacznie obniża się przy małych obciążeniach układu p L (krzywa I).
Jeżeli uzyskuje się różnice ciśnień
powierzchni sterujących wynosi k
stała niezależnie od obciążenia:
p LS według sterowania II, gdzie stosunek
A2 / A1 1 , to sprawność systemu pozostaje
LSII
1
k
A1
A2
1.2
16
Wadą tego rozwiązania jest proporcjonalna zależność różnicy ciśnień p LS od
ciśnienia obciążenia p L :
p LSII
pL k 1
pL
A1
A2
1
pL
A2
A1
A1
1.3
Prowadzi to do wystąpienia problemów przy małych obciążeniach, gdyż zawory
regulujące jak i sterujące muszą pracować wtedy przy małych różnicach ciśnień, które
mogą okazać się za małe do pokonania sił tarcia w „load-sensing”, będąc tym samym
źródłem powstawania błędów w regulacji.
Rys.1.6. Różne systemy „load-sensing”
Rozwiązanie III przedstawia pewien kompromis, w którym sprężyna zapewnia
minimalną różnicę ciśnień p min , a stosunek k powierzchni sterujących dodatkową
różnicę ciśnień zależną od obciążenia:
p LSIII
pL k 1
pmin
pL
A2
A1
A1
pmin
1.4
17
Sprawność dla tego przypadku jest korzystniejsza niż w rozwiązaniu I i można
określić ją z zależności:
1
LSIII
k
pmin
pL
1.5
Kolejnym problemem systemów „load-sensing” jest zachowanie się napędu przy
różnych zapotrzebowaniach odbiorników na natężenie przepływu, zwłaszcza gdy
przekracza maksymalną wydajność pompy.
Na rys.1.7 przedstawiono systemy regulacji natężenia przepływu w układach „loadsensing” wg dwóch sposobów, w tzw. sterowaniu pierwotnym i wtórnym, w których
wagi ciśnienia znajdują się odpowiednio przed lub za rozdzielaczami. Rozdzielacze są
tu przedstawione jako element dławiący, a obie wagi ciśnieniowe działają niezależnie
od siebie. W normalnej pracy układu oba systemy nie wykazują żadnej różnicy w
funkcjonowaniu. Odmienny sposób działania występuje w sytuacji zapotrzebowania na
zwiększoną wydajność pompy, a mianowicie w przypadku układu pierwotnego zwalnia
ten odbiornik, który ma największe obciążenie, natomiast w układzie wtórnym
zwalniają w równych częściach oba odbiorniki. Aktualnie na rynku oferowane są oba
systemy z korektami eliminującymi wskazane wady [13,24].
Rys.1.7. Połączenia systemów „load-sensing” z niezależnie od obciążenia regulowanymi
natężeniami przepływu.
Na rys.1.8 przedstawiono koncepcję przyszłościową układów „load-sensing” z
podziałem na dwie części: hydromechaniczną i elektrohydrauliczną. Straty mocy w
18
układach wynikają dziś z konieczności występowania niezbędnej różnicy ciśnień
p LS , porównywanej z siłą sprężyny zaworu regulującego wydajność pompy. Jak
wynika z rys.1.8 dalszy rozwój to powiązanie różnicy p LS z ciśnieniem obciążenia.
W układach elektrohydraulicznych można to stosunkowo prosto uzyskać przez
zastosowanie czujników ciśnienia, kombinacje czujników prędkości obrotowych lub
liniowych i przemieszczeń suwaka zaworu. Jest więc możliwe utrzymanie p LS jako
stałe lub zredukowane do zera, a przyszłość okaże, który z systemów najbardziej będzie
odpowiadał wymaganiom klientów [13,24].
Rys.1.8. Rozwój układów „load sensing”
W hydrostatyce rozróżnia się dwie koncepcje napędu:
konwencjonalny, ze sprzężeniem przez natężenie przepływu,
z adaptacyjnym sterowaniem wtórnym, ze sprzężeniem przez ciśnienie.
Konwencjonalna przekładnia hydrostatyczna składa się z pompy hydraulicznej
zmiennego wydatku z obustronnie wychylną tarczą oraz silnika ze stałą objętością
geometryczną lub zmienną objętością geometryczną z jednostronnie wychylną tarczą,
rys.1.9 [13,24]. Napędzana z prędkością kątową 1 pompa hydrauliczna o objętości
jednostkowej (geometrycznej) q1 wytwarza teoretyczne natężenie przepływu Q:
*
*
Q
q1 max
1
1
1 max
1.6
19
i wymusza na silniku o chłonności jednostkowej q2 prędkość kątową
2
1
q1
q2
2:
1
1.7
1 max
gdzie:
1 - kąt wychylenia tarczy oporowej w pompie,
pozostałe oznaczenia bez zmian, jak na rys.1.9.
Na zmianę momentu obrotowego M2 przy odbiorniku układ hydrauliczny reaguje
zmianą ciśnienia p:
M 2 q2 p
1.8
Mamy tu do czynienia z tzw. „sprężyną hydrauliczną”, która niekorzystnie wpływa
na stabilność układu podczas procesów dynamicznych. Ponadto energia hamowania
silnika (jednostki wtórnej) musi zostać podparta pompą lub na zaworach dławiących, o
ile to możliwe. Wynikają stąd następujące konsekwencje:
*
energia hamowania jest bezpowrotnie tracona (negatywny bilans
energetyczny),
* wytworzone ciepło podczas hamowania musi zostać odebrane, co wymusza
zwiększenie układu chłodzącego (dodatkowe koszty).
Rys.1.9. Zasada budowy konwencjonalnego napędu hydrostatycznego
20
1.1. Podstawy napędu z adaptacyjnym sterowaniem wtórnym
Oryginalnym rozwiązaniem, proponowanym głównie dla mechanizmów roboczych
jest układ z adaptacyjnym sterowaniem wtórnym. Układ ten składa się z trzech
podstawowych elementów: pompy o zmiennej objętości geometrycznej, akumulatora
hydraulicznego i jednostki wtórnej o zmiennej chłonności geometrycznej. Przekładnia
ta różni się od konwencjonalnej tym, że ciśnienie p układu zależne jest od stanu
naładowania akumulatora a nie od wartości momentu M2 obciążającego silnik
hydrauliczny, rys.1.10. Zadaniem pompy jest utrzymywanie stałego ciśnienia w sieci
hydraulicznej. Funkcja ta może być podparta przez akumulator hydrauliczny, który:
* „wygładza” uderzenia ciśnienia w układzie przy szybkiej zmianie obciążenia
jednego lub wielu odbiorników,
* magazynuje energię hamowania,
* oddaje energię zmagazynowaną przy jej podwyższonym zapotrzebowaniu przez
odbiornik.
Rys.1.10. Układ napędowy ze sprzężeniem przez ciśnienie
21
Dopasowanie się momentu obrotowego M2 w układzie napędowym sterowanym
prędkością kątową 2 zachodzi przy jednostce wtórnej przez zmianę chłonności
jednostkowej q2. Strumień objętości Q jednostki wtórnej, przy stałym ciśnieniu w
układzie i stałej prędkości kątowej 2, jest proporcjonalny do kąta wychylenia 2 tarczy
oporowej, a tym samym do momentu obrotowego M2 :
M2
p q 2 max
2
1.9
2 max
Przez zmianę objętości jednostkowej q2 uzyskuje się więc dopasowanie momentu
obrotowego M2 do warunków obciążenia, a na natężenie przepływu Q, określające
wyjściową prędkość kątową 2, nie powinien mieć wpływu element dławiący.
Niezbędna jest jednostka hydrauliczna umożliwiająca zmianę objętości (chłonności)
jednostkowej w zakresie < -q2max
q2max >, która pracując jako silnik pobiera
wynikający z objętości jednostkowej q2 strumień o natężeniu Q, a pracując jako pompa
taki strumień wytwarza.
Zaletami tego rodzaju napędu są:
*
możliwość rekuperacji energii,
*
centralne zasilanie wielu odbiorników,
*
brak dodatkowego układu chłodzenia,
*
brak „ciśnień szczytowych” i duże przyspieszenia układu,
*
oszczędności w zainstalowanej mocy pompy.
Wadami są natomiast:
* koszty układu związane z zastosowaniem akumulatorów hydraulicznych oraz
sterowalnej jednostki wtórnej,
* brak kontroli przy awarii elektroniki.
Zastosowanie napędu hydrostatycznego z adaptacyjnym sterowaniem wtórnym jest
korzystne wszędzie tam, gdzie [17,19]:
Różne odbiorniki pracują równolegle, w kolejności, oraz istnieje możliwość
odzysku energii od tych jednostek, które pracują w stanie hamowania jako
generatory i pozwalają wykorzystać tą energię do silnikowego napędzania innych
jednostek. Jako wynik, można znacznie zredukować zainstalowaną moc całkowitą.
Występują duże odległości między pompą, silnikiem i akumulatorem, gdyż
ściśliwość cieczy roboczej w przewodach nie wpływa na dynamikę napędu. Z uwagi
na to, że regulacja odbywa się w silniku można otrzymać układ regulacji o dobrych
właściwościach dynamicznych.
Wymagana jest korzystna relacja mocy do masy, np. pojazdy, gdyż jednostki
hydrauliczne mają obecnie znacznie bardziej zwartą budowę i są lżejsze od
porównywalnych elektrycznych.
22
Systematycznie powtarzają się cykle robocze i istnieje możliwość odzysku energii,
np. w autobusach miejskich, wózkach widłowych, gdzie można akumulować
energię hamowania i następnie wykorzystać ją do procesów przyspieszania.
W warunkach pracy przerywanej, gdzie krótkotrwale wymagana jest duża moc.
Stawia się wysokie wymagania dotyczące stałości prędkości kątowej przy
znacznych zmianach momentu obrotowego.
Decydujące znaczenie dla praktycznego wdrożenia napędów z adaptacyjnym
sterowaniem wtórnym miała możliwość stosowania urządzeń seryjnie produkowanych,
np. jednostki tłoczkowo-osiowe z wychylną tarczą typu A4VSG czy wychylnym
blokiem cylindrów typu A2P firmy Rexroth. Po dokonaniu niewielkich zmian w
układzie sterowania możliwe są wszelkie odmiany z: ograniczeniem mocy, regulacją
zależną od prędkości kątowej i momentu obrotowego, regulacją obciążenia
równoczesnego i obciążenia granicznego. Także wielkość nakładów na urządzenia w
układzie sterowania można nieco zredukować, jeżeli niezbędne elementy hydrauliczne
będą zasilane ciśnieniem roboczym, rys.1.12 1.16.
W tradycyjnej regulacji hydraulicznej:
* przez zmianę wydajności pompy,
* z systemem dławieniowym z rozdzielaczami,
* z kompensacją ciśnienia od obciążenia tzw. „load sensing”,
podzespół wykonawczy wytwarza strumień objętości cieczy dla silnika o stałej chłonności, a wielkość nastawiana odpowiada prędkości kątowej. W silnikach sterowanych
ze sprzężeniem przez ciśnienie (sterowanie wtórne) kąt wychylenia tarczy oporowej
odpowiada przyspieszeniu wału. Różnice w kształcie wielkości sterujących pokazano
na rys.1.11[19], gdzie porównano wielkości nastawne w różnych sposobach regulacji
dla realizacji zadanego profilu obrotów. W sterowaniu wtórnym kąt wychylenia tarczy
oporowej silnika prawie nie zależy od obrotów i nie jest możliwy cykl, w którym
przebieg kąta wychylenia jest podobny do sygnału zadającego.
23
Rys.1.11. Przebiegi wielkości nastawnych w różnych sposobach regulacji dla zadanego
profilu obrotów
24
Wśród układów adaptacyjnego sterowania wtórnego można wyróżnić następujące
odmiany [17,19,53]:
Ze sterowaniem bezpośrednim, rys.1.12. Ten rodzaj sterowania zaproponowano
w 1979 roku. Zmiana objętości geometrycznej jednostki wtórnej realizowana jest
przez siłownik 4, zasilany bezpośrednio z pompy 1 o stałej wydajności. Zastosowany
tachometr w postaci silnika hydraulicznego 6 o stałej chłonności pobiera z układu
sterowania natężenie przepływu QTG. Regulatorem przepływu 2 ustawia się taką
wartość natężenia by różnica strumienia objętości przepływająca przez regulator oraz
wytworzona przez pompę 1 była proporcjonalna do zadanej prędkości kątowej 2zad.
Strumień przepływający przez zawór dławiący 3 wynosi:
QDr = QStp - QSrv -QSv - QTG
gdzie:
QDr - strumień przepływający przez zawór dławiący,
QStp - strumień przepływający przez pompę sterującą,
QSrv - strumień przepływający przez regulator przepływu,
QSv - strumień powodujący przesuw w siłowniku,
QTG - strumień przepływający przez tachometr,
1.10
i wytwarza ciśnienie sterujące pst, które działa bezpośrednio na siłownik 4. Różnica
ciśnień:
p. = pst - pst0
1.11
jest sygnałem do zmiany objętości geometrycznej jednostki wtórnej 7, a tym samym
momentu obrotowego M2.
Rys.1.12. Układ sterowania jednostką wtórną z hydraulicznym przetwarzaniem
sygnału sterowanym bezpośrednio
25
Układ z hydraulicznym przetwarzaniem sygnału sprawia jednak wiele problemów
podczas pracy w stanach nieustalonych co spowodowało, że 2 lata później
wprowadzono modyfikację mającą na celu poprawę funkcji przejścia układu
sterowania przez zastosowanie tzw. rozdzielacza hydraulicznego sterowanego
wstępnie.
2. Ze sprzężeniem drogi, rys.1.13. Zmiana objętości geometrycznej jednostki
wtórnej odbywa się za pomocą rozdzielacza sterowanego wstępnie, przy czym ruch
siłownika kontrolowany jest przez bezpośrednie sprzężenie drogi. Rozwiązanie to nie
wystarcza do osiągnięcia regulacji prędkości obrotowej bez przeregulowań, gdyż na
skutek równych dróg tłoczka rozdzielacza 9 sterowanego wstępnie oraz siłownika 4,
potrzebne jest duże zapotrzebowanie na natężenie przepływu, które z kolei
niekorzystnie wpływa w stanach nieustalonych na zwrot sygnału hydraulicznego:
QDr = QStp - QSrv - Qsn - QTG
1.12
gdzie:
Qsr - strumień powodujący przesuw tłoczka rozdzielacza sterowanego wstępnie,
pozostałe oznaczenia jak poprzednio.
Rys.1.13. Układ sterowania jednostką wtórną z hydraulicznym przetwarzaniem sygnału
z rozdzielaczem hydraulicznym sterowanym wstępnie ze sprzężeniem drogi
3. Ze sprzężeniem siły, rys.1.14. W tej modyfikacji wprowadzono sprzężenie ruchu
siłownika 4 i tłoczka rozdzielacza 9 sterowanego wstępnie, przez sprężynę na
podstawie bilansu sił na rozdzielaczu hydraulicznym. W rozwiązaniu tym osiąga
się zadaną prędkość obrotową jednostki wtórnej bez przeregulowań, a przy
26
zwiększeniu przekroju 9 dławienią wstępnego również szybsze działanie układu.
Mimo powyższego ten rodzaj sterowania posiada istotne wady, a mianowicie:
* Duże zużycie mocy przez pompę sterującą 1 oraz duży udział mocy do
wytworzenia, względnie utrzymania na poziomie stałym, ciśnienia sterującego
pst0.
* Podczas działania wielkości zakłócających, np. momentu obciążenia ML, pojawia
się odchyłka regulacji odpowiadająca wzmocnieniu układu (quasi regulator P).
Quasi regulator P podczas działania wielkości zakłócających pracuje ze stałą
odchyłką regulacji pomiędzy prędkością zadaną i rzeczywistą uzyskiwaną z
tachometru 6, gdyż sygnał ciśnienia p. na podstawie różnicy przepływu
wynikającej z różnicy prędkości obrotowej nie wystarcza do „zniwelowania”
zakłócenia. Koncepcja ta wpływa stabilizująco na dynamikę układu, jednak w
stanach ustalonych przy obciążeniu ML powoduje większą odchyłkę regulacji niż
w przypadku układu z czysto hydraulicznym przetwarzaniem sygnału.
Rys.1.14. Układ sterowania jednostką wtórną z hydraulicznym przetwarzaniem sygnału
z rozdzielaczem hydraulicznym sterowanym wstępnie ze sprzężeniem siły
4. Ze sprzężeniem siły i elektro-hydraulicznym przetwarzaniem sygnału, rys.1.15.
Dzięki wprowadzeniu podrzędnego elektrycznego układu regulacji, można
wyeliminować drugą wadę układu regulacji sterowania jednostką wtórną z
hydraulicznym przetwarzaniem sygnału i rozdzielaczem sterowanym wstępnie ze
sprzężeniem siły. Jest to możliwe przez zastosowanie tachometru elektrycznego 10
oraz elektrycznego regulatora 11 z częścią całkową. Problem, który nadal pozostaje
to duże zużycie mocy w układzie.
27
Rys.1.15. Układ sterowania jednostką wtórną z elektro-hydraulicznym przetwarzaniem sygnału
5. Ze sprzężeniem siły i elektrycznym przetwarzaniem sygnału, rys.1.16. W
połowie 1983 roku zaproponowano układ sterowania jednostką wtórną z
elektrycznym przetwarzaniem sygnału. Prędkość kątowa U rz jednostki wtórnej 7
rejestrowana przez tachometr 6 (cyfrowy lub analogowy) jest porównywana z
prędkością zadaną U zad. Na podstawie różnicy prędkości regulator 13 (PID)
generuje sygnał U zad wymaganego kąta wychylenia tarczy oporowej jednostki
wtórnej. Porównując go z sygnałem rzeczywistym U rz z czujnika wychylenia
tarczy, po przejściu przez regulator kąta 11 otrzymuje się sygnał nastawczy Ureg,
który przez wzmacniacz sygnału 12 i siłownik 4 zmienia objętość geometryczną a
tym samym moment obrotowy jednostki wtórnej. Objętość geometryczna jest tak
długo zmieniana aż uzyska się odpowiedni moment obrotowy, by przy istniejącym
quasi stałym ciśnieniu roboczym otrzymać zadaną prędkość kątową. Taki system
sterowania pozwolił wyeliminować pierwszą wadę układu z hydraulicznym
przetwarzaniem sygnału i sprzężeniem siłowym, a ponadto zastosowanie regulatora
z częścią całkową wyeliminowało odchyłkę regulacji pojawiającą się w stanach
ustalonych i działaniu wielkości zakłócającej ML.
28
Rys.1.16. Układ sterowania z elektrycznym przetwarzaniem sygnału
Wszystkie ulepszenia układu sterowania wtórnego, od układu z hydraulicznym
przetwarzaniem sygnału do układu elektrycznego z regulatorem PID, z wyszczególnieniem problemów związanych z kolejnymi etapami modyfikacji, przyczyniły się do
konkurencyjności stosowania tego rodzaju napędu ze względu na posiadane własności,
a w szczególności: uzyskiwanych przyspieszeń, dokładności regulacji prędkości bądź
momentu obrotowego, pozycjonowania oraz możliwości rekuperacji energii [17,19,53].
Jako rozwiązanie przyszłościowe można zaproponować regulator adaptacyjny,
który sam będzie: „wykrywał” aktualne stany pracy układu hydraulicznego i stosownie
do nich dokonywał optymalizacji swoich parametrów. Obecnie obserwuje się ogromny
postęp w budowie nowoczesnych układów sterowania maszyn i urządzeń, które
realizują skomplikowane zadania. Najczęściej są to układy elektroniczno-hydrauliczne
ze sterownikiem mikroprocesorowym lub komputerem. Dla umożliwienia budowy
takich układów konieczne było uruchomienie nowej generacji elementów hydrauliki
charakteryzujących się następującymi cechami:
*
precyzyjne parametry,
* sterowanie elektryczno-elektroniczne poziomu sygnałów przystosowane do układów z mikroprocesorami,
* małe wymiary i masa,
* wysokie ciśnienie robocze,
* dźwięk o minimalnym natężeniu,
* absolutna szczelność.
29
1.2. Układ napędowy hydrobusu
Koncepcja napędu z adaptacyjnym sterowaniem wtórnym ze sprzężeniem siły i
elektrycznym przetwarzaniem sygnału wg rys.1.16, została sprawdzona w prototypie
napędu hybrydowego hydrobusu, rys.1.17 [39], zrealizowanego w Instytucie Pojazdów
Politechniki Łódzkiej. Prototyp wykonano w oparciu o podzespoły firmy Rexroth i
zamontowano w autobusie miejskim IKARUS 266. Zastosowano tu: pompę 1,
jednostkę hydrostatyczną 2, zespół akumulatorów hydropneumatycznych 17÷20, zespół
zaworów logicznych sterujących kierunkiem przepływu i ciśnieniem 5÷16 oraz układ
sterowania w dwóch odmianach: analogowy firmy Rexroth, rys.1.23, i mikroprocesorowy, rys.1.24.
W rozwiązaniu tym pompa 1 i akumulatory wysokiego ciśnienia 19÷20 utrzymują
ciśnienie robocze w określonym zakresie, tj. 25÷33 [MPa], tworząc system z czynnym
ciśnieniem.
Sterując jednostką hydrostatyczną 2 według koncepcji adaptacyjnego sterowania
wtórnego uzyskuje się dostosowanie momentu wyjściowego do warunków obciążenia,
przy czym pracując nią jak silnikiem pobiera się z układu hydraulicznego (systemu z
czynnym ciśnieniem) strumień o natężeniu przepływu Q wynikający z objętości
jednostkowej i prędkości kątowej, a pracując jako pompa (w procesie hamowania) taki
strumień się wytwarza i przekazuje do akumulatorów.
W bloku sterującym napędu hybrydowego przewidziano sześć zaworów logicznych
tzw. Cartridge [24,64,65], w tym dwa sterujące ciśnieniem i cztery sterujące
kierunkiem przepływu. Są to, rys.1.17:
Zawory ciśnieniowe:
a) Zawór 5,6 ograniczający maksymalne ciśnienie w przewodzie wysokiego
ciśnienia.
b) Zawór dwustopniowy 7,8 ograniczający maksymalne ciśnienie w przewodzie
niskiego ciśnienia.
2. Zawory sterujące kierunkiem przepływu:
a) Zawór zwrotny 11,12 w przewodzie tłocznym pompy hydrostatycznej. W stanie
beznapięciowym zawór ten pełni funkcję zaworu zwrotnego, występującą przy
napędzie tylko z akumulatora. Po załączeniu prądu sterującego możliwe jest
użycie pompy hydrostatycznej i silnika spalinowego jako hamulca - „hamowanie
silnikiem”. W obydwu stanach pracy energia od silnika spalinowego dostarczana
jest do układu hydrostatycznego.
b) Zawór przełączający 13,14 w torze akumulatora wysokociśnieniowego pełni
funkcję zaworu odcinającego i zwrotnego. W stanie beznapięciowym przepływ
energii do akumulatora z części wysokociśnieniowej układu nie jest możliwy. Po
załączeniu prądu sterującego przepływ jest swobodny w obie strony. Pobór energii
z akumulatora jest więc możliwy zawsze, natomiast ładowanie akumulatora tylko
30
31
po załączeniu zaworu. Taki sposób działania zabezpiecza dodatkowo akumulatory
przed przekroczeniem dopuszczalnego ciśnienia oraz pozwala na ich
rozładowanie przed parkowaniem pojazdu, po wcześniejszym wyłączeniu silnika
spalinowego i jazdę tylko z energii zgromadzonej w akumulatorze.
c) Zawór zwrotny 15,16 w torze akumulatora niskociśnieniowego, o kierunku
przepływu w stanie beznapięciowym z części niskociśnieniowej do akumulatora.
W tym okresie układ hydrostatyczny w części niskociśnieniowej pracuje poniżej
roboczego zakresu ciśnień akumulatora, 1.8 3.1[MPa], gdyż czynny jest zawór
7,8 ograniczający ciśnienie do 1.5[MPa]. Przejście na ciśnienie robocze 3[MPa]
zachodzi wraz z załączeniem prądu sterującego i swobodnym przepływem w obie
strony.
d) Zawór zwrotny 9,10 w przewodzie wysokociśnieniowym, o kierunku przepływu
w stanie beznapięciowym od silnika hydrostatycznego do akumulatora.
Załączenie prądu pozwala na swobodny przepływ w obie strony i tym samym na
realizację napędu.
Układ połączeń zaworów logicznych w bloku sterującym pozwala na następujące
stany pracy układu napędowego: postój lub parkowanie pojazdu, ładowanie akumulatorów na postoju, napęd tylko od silnika, napęd hybrydowy tj. od silnika i
akumulatora. Wymienione rodzaje pracy są wybierane przez kierowcę za pomocą
przełączników dwupołożeniowych. Dla realizacji jazdy do tyłu służy przełącznik
zmieniający biegunowość silnika momentowego w serwozaworze na silniku
hydrostatycznym 2.
Utrzymanie ciśnienia roboczego w założonym zakresie przez pompę A4VSG71 i
regulator HSK sprowadza się do regulacji ciśnienia oraz mocy. Układ wyposażono w :
indukcyjny czujnik przesunięć IW9, kontrolujący kąt wychylenia tarczy oporowej w
pompie,
czujnik ciśnienia HM4,
serwozawór 4WS2 z siłownikiem dwustronnego działania, jako podzespół wykonawczy wychylający tarczę oporową,
elektrohydrauliczny zawór szybkiego wyłączania Z4WE6 odcinający siłownik od
układu sterującego w przypadkach ekstremalnych,
regulator wydajności z jednoczesną regulacją ciśnienia i ograniczeniem mocy,
HSK. Regulator oddziałuje przez serwozawór na objętość jednostkową pompy, a
ogranicznik mocy działa bezpośrednio na wyjście regulatora ciśnienia, głównie na
jego część PI, rys.1.18 [39]. Wartość rzeczywista przekazywanej mocy zostaje
wyznaczona z kąta wychylenia tarczy oporowej oraz ciśnienia.
W powyższym rozwiązaniu zmiany wydajności można dokonać przez zmianę:
prędkości kątowej oraz objętości jednostkowej pompy. Stąd zaprojektowany regulator
mikroprocesorowy, rys.1.18, realizuje następujące zadania:
* sterowanie prędkością kątową silnika spalinowego (regulator obrotów),
* utrzymywanie stałej wartości ciśnienia zasilającego (regulator ciśnienia).
32
33
Urządzeniem wykonawczym dla regulatora prędkości kątowej jest elektrohydrauliczny siłownik połączony z listwą pompy wtryskowej. Zmiana napięcia sterującego
powoduje przesunięcie tłoka siłownika, a tym samym listwy pompy wtryskowej i w
konsekwencji zmianę chwilowej dawki paliwa oraz obrotów silnika.
Sygnał obroty zadane jest wartością zadawaną przez program, w zależności od
wartości ciśnienia roboczego i tak:
ciśnieniu maksymalnemu odpowiadają obroty biegu jałowego silnika spalinowego,
ładowaniu akumulatorów odpowiadają obroty maksymalnej sprawności silnika
spalinowego.
Uchyb ciśnienia obliczany w węźle sumacyjnym, podany do regulatora PI, podlega
ograniczeniu w bloku limitera, gdzie jego wartość może zmieniać się w granicach
0 100%. Sygnał wypracowany w torze PI jest podawany również przez przełącznik na
siłownik połączony z pompą wtryskową, w przypadku gdy sygnał nastawczy regulatora
ciśnienia jest większy np. od 20%. W przeciwnym przypadku na siłownik jest
podawana wartość zerowa. Takie rozwiązanie ułatwia sprowadzenie silnika do obrotów
biegu jałowego, gdy regulator ciśnienia nie ładuje akumulatorów energii.
Urządzeniem wykonawczym dla regulatora ciśnienia jest serwozawór. Zwiększenie
prądu sterującego powoduje wychylenie, podukładem: serwozawór-siłownik tarczy
oporowej w pompie, przez co wzrasta wydajność jednostkowa i w końcowym etapie,
ciśnienie w akumulatorach hydraulicznych. Regulator ciśnienia zbudowany jest z
dwóch kaskadowo połączonych regulatorów: PI oraz P. Regulator PI jest nadrzędnym
regulatorem ciśnienia, natomiast regulator P jako podrzędny reguluje położenie
serwozaworu. Taki sposób regulacji zapewnia dokładniejszą kontrolę położenia serwo.
Jednostka hydrostatyczna A4VSG250 z regulatorem DS1, rys.1.17, pełni
podstawowe zadanie napędu hybrydowego tj. regulację prędkości pojazdu połączoną z
odzyskiem energii hamowania. Układ wyposażony jest w:
* serwozawór 4WS2 z siłownikiem dwustronnego działania jako podzespół wykonawczy wychylający tarczę oporową,
* zawór szybkiego wyłączania Z4WE6 odcinający siłownik od układu,
* indukcyjny czujnik przesunięć IW9 kontrolujący kąt wychylenia tarczy oporowej,
* prądniczkę tachometryczną TDP 0.7/8-3 z wyłącznikiem odśrodkowym
załączającym m.in. zawór Z4WE6,
* jednokierunkowy zawór odcinający S15A1 zabezpieczający układ hydrauliczny
przed kawitacją,
* regulator prędkości kątowej wału jednostki A4VSG250, rys.1.19: w wersji analogowej VT239A firmy Rexroth, rys.1.23, oraz w wersji mikroprocesorowej, rys.1.24.
Cechami charakterystycznymi regulatora prędkości pojazdu są:
- regulator PID prędkości kątowej,
- regulator PD kąta wychylenia tarczy oporowej,
- uruchamianie serwozaworu „na fali” 200[kHz].
34
Rys.1.19. Schemat regulatora prędkości pojazdu
W regulatorze tym przewidziano układ logiczny pozwalający opracować sygnał
zadany dla układu zasadniczego, zależnie od sygnałów zadawanych przez kierowcę
pedałami: gazu i hamulca. Układ logiczny przestrzegając hierarchii ważności
sygnałów, nie pozwala na jednoczesne podanie sygnałów hamulca i gazu. Na wyjściu
sumatora pojawia się wartość zadana prędkości jazdy w przypadku, gdy nie jest
wciśnięty pedał hamulca lub prędkość hamowania, gdy jest on wciśnięty. Sygnał z
sumatora jest wartością zadaną dla dwóch kaskadowo połączonych regulatorów: PID i
PD. Pierwszy z nich na podstawie zadanej i rzeczywistej prędkości wypracowuje sygnał
zadanego położenia tarczy oporowej, natomiast drugi wypracowuje sygnał sterujący
serwozaworem.
Rys.1.20. Obwód regulacji kąta wychylenia tarczy oporowej
35
Zespół serwozawór+siłownik wychylający tarczę oporową w jednostce hydrostatycznej posiada charakterystykę całkowo-inercyjną, rys.1.20, a jak wiadomo z teorii
sterowania całkowalne właściwości mają ujemny wpływ na stabilność obwodu regulacji
obrotów i położenia. Przez sprzężenie zwrotne rzeczywistej wartości kąta wychylenia i
utworzenie zamkniętego obwodu regulacji kąta wychylenia, własności całkujące
zespołu można przekształcić w proporcjonalno-inercyjne i tym samym otrzymać
poprawne zachowanie się regulatora.
Prędkość kątowa wału silnika hydrostatycznego wynika z kąta wychylenia tarczy
oporowej w zależności proporcjonalno-inercyjnej, rys.1.21, co powoduje, że przebieg
obrotów po skokowej zmianie kąta wychylenia od zera do maksimum, przy momencie
obciążenia ML=0, przedstawia się jak na rys.1.22 [19].
Rys.1.21. Model obciążeń na wale silnika
Rys.1.22. Przebieg rozpędzania wału silnika
Silnik hydrostatyczny rozpędza się wg zależności w przybliżeniu całkującej ze
względu na to, że tarcie bloku tłoczków roboczych stanowi tylko kilka procent
maksymalnego momentu obrotowego. W stanach równowagi już więc względnie małe
zmiany momentu obciążenia spowodują przyspieszanie bądź opóźnianie, które przy
stałym kącie wychylenia zachodzi dopiero przy dużej różnicy obrotów. Dla utrzymania
stałych obrotów kąt wychylenia musi być więc ciągle korygowany. Stąd konieczne jest
dla regulacji położenia sprzężenie obrotów, które może zostać zrealizowane przez:
nadrzędny obwód regulacji obrotów w regulatorze analogowym, rys.1.23, albo
specjalny algorytm w regulatorze cyfrowym, rys.1.24. Ten sposób regulacji zapewnia
dokładniejszą kontrolę położenia serwozaworu a przez to prędkości pojazdu.
Zastosowanie sterowania cyfrowego ze specjalnie opracowanym programem
upraszcza elektryczne obwody regulatorów, bowiem mikroprocesor wylicza wartości
zadane dla członów wykonawczych układu sterowania. Technologia ta umożliwia
ponadto swobodne konfigurowanie obwodów regulacji oraz pozwala na zastosowanie
uniwersalnych sterowników handlowych. W prototypie hydrobusu regulator cyfrowy
zrealizowano w oparciu o sterownik firmy PEP Modular Computers, wyposażony w
procesor Motorola 68302FC20, a do napisania programu użyto pakietu ISaGraf v.3.21.
36
Rys.1.23. Schemat blokowy układu regulacji prędkości kątowej w technice analogowej
Rys.1.24. Schemat blokowy układu regulacji prędkości kątowej w technice cyfrowej
Mechaniczna część napędu hydrostatycznego ze sterowaniem przez zmianę
objętości jednostkowej jest uzupełniona elektrycznie załączanym zaworem zwrotnym,
który w sytuacjach awaryjnych przerywa doprowadzenie cieczy (energii) do jednostki
hydrostatycznej. W przeciwieństwie do konwencjonalnego napędu hydrostatycznego, w
którym zawór bezpieczeństwa ogranicza wartość ciśnienia bądź zawór dławiący
zarządza strumieniem oleju, silnik przy sterowaniu wtórnym jest bezpośrednio
podłączony do źródła energii. Możliwość przyjęcia energii jest więc praktycznie
nieograniczona. W przypadku zakłóceń, np. przerwa w układzie regulacji, napęd musi
zostać odłączony od dopływu energii. Przy wyłączonym zaworze zwrotnym jednostka
może pracować tylko generatorowo, tj. jako pompa względem sieci, umożliwiając
zahamowanie pojazdu. W stanie załączonym, zawór zwrotny pozwala na swobodny
przepływ energii w obydwu kierunkach: z i do sieci.
37
2. DOBÓR SERWOMECHANIZMÓW DO OBWODÓW
REGULACJI
Na rys.2.1[42] przedstawiono funkcjonalny schemat blokowy układu regulacji z
serwozaworem, w którym występują trzy podzespoły elektroniczne:
*
wzmacniacz,
*
czujnik sygnału wyjściowego (wielkości regulowanej),
*
zadajnik sygnału wejściowego.
Obwody regulacji kątów wychylenia tarcz oporowych jednostek hydrostatycznych w
układzie napędowym hydrobusu są przykładami realizacji takich układów, a poprawna
praca tych jednostek i tym samym hydrobusu, zależy od prawidłowego doboru
parametrów w odpowiadających im układach regulacji. Mimo praktycznego,
szczególnego zastosowania jakim jest hydrobus, wnioski i uwagi zamieszczone w tym
rozdziale mają charakter ogólny.
Rys.2.1. Blokowy schemat funkcjonalny układu regulacji z serwozaworem
38
Wzmacniacz spełnia w powyższym układzie regulacji następujące funkcje:
* węzła sumacyjnego, w którym porównuje się sygnał sterujący z sygnałem sprzężenia
zwrotnego,
* regulatora korygującego własności dynamiczne i statyczne układu,
* przetwornika napięciowo-prądowego przetwarzającego napięciowy sygnał wyjściowy
z regulatora w prąd płynący w cewkach,
* wzmacniacza mocy,
* generatora sygnału okresowo zmiennego sinusoidalnego lub prostokątnego, o częstotliwości 50 500[Hz] i małej amplitudzie, który jest nakładany na sygnał sterujący
prądu stałego, w celu zmniejszenia histerezy wywołanej magnesowaniem rdzenia
twornika w serwozaworze i tarciem suchym suwaka drugiego stopnia serwozaworu,
uzyskując poprawę stabilności i zwiększenie czułości progowej zaworu. Przykładowo,
we wzmacniaczach SR7S1X przystosowanych do współpracy z serwozaworami
4WS2EM10 generator wytwarza sygnał o częstotliwości 340[Hz] i amplitudzie
3[mA], przy maksymalnej wartości prądu sterującego 60[mA].
Projektowanie układów regulacji z zastosowaniem serwozaworów produkowanych
przez znane w świecie firmy, jak: Rexroth, Bosch, Moog, Vickers, nie wymaga
opracowania i wykonania wzmacniaczy, gdyż są wytwarzane przez te firmy na płytach
drukowanych o znormalizowanych wymiarach Eurokarty i przystosowane do montażu
panelowego. Przykładowo budowę wzmacniacza SR7S1X zastosowanego w hydrobusie
przedstawia schemat blokowy na rys.2.2[45].
Do zasilania 1 wymagany jest prąd stały o napięciu 20 28[V], które w module
wzmacniacza 2 zostaje zamienione w stabilizowane 15[V], dla zasilania odbiorników
zewnętrznych i wewnętrznych.
We wzmacniaczu SR7S1X istnieją dwa zespoły funkcjonalne:
1. Zespół sterowania serwozaworem ze stopniem końcowym 4 i regulatorem PD. W
zależności od położenia siłownika przetwornik indukcyjny 6 wytwarza sygnał
napięciowy prądu przemiennego o różnej amplitudzie. Sygnał ten jest
przekształcany przez demodulator 5 w odpowiedni sygnał napięciowy prądu
stałego. Regulator położenia 3 porównuje wartość zadaną na styku 28a z wartością
rzeczywistą na zacisku 32a lub w gnieździe pomiarowym 2. Regulator 3 przekazuje
sygnał do stopnia końcowego 4, gdzie przekształca się sygnał napięciowy w
proporcjonalny sygnał prądowy sterujący zaworem. Przez zwarcie styku 7 i
przekaźnika K2 może wystąpić rozłączenie sygnału wyjściowego stopnia
końcowego 4, np. w zależności od wartości ciśnienia w układzie hydraulicznym.
Zapobiega to ewentualnemu uszkodzeniu zespołu dysza-przysłona w serwozaworze,
które może wystąpić przy wysterowaniu serwozaworu i nie podaniu ciśnienia do
układu. Z uwagi na to, odblokowanie serwozaworu zabezpiecza wyłącznik
ciśnieniowy w układzie hydraulicznym, połączony z wzmacniaczem przez wejście
6a. Do wyjściowego sygnału prądowego przez modulator 8 zostaje dołączony
sygnał prądu przemiennego, uzyskując tym sposobem zmniejszenie histerezy,
39
poprawę stabilności i zwiększenie czułości progowej zaworu. Wartość prądu
sterowania wskazuje miernik 9 umieszczony na płycie czołowej.
2. Regulator PID dla kaskadowego układu regulacji porównujący wartość zadaną na
styku 30c z wartością rzeczywistą na styku 28c. W zależności od odchyłki regulator
wytwarza sygnał napięciowy na styku 32c, doprowadzony przez styk 28a do zespołu
sterowania. Do odblokowania regulatora 10 służy przekaźnik K1, wywoływany na
zacisku 2a.
Sygnał wyjściowy mierzony jest przy pomocy przetwornika (czujnika), rys.2.1,
który przetwarza wielkość mechaniczną na sygnał elektryczny. W dziedzinie pomiarów
wielkości mechanicznych metodami elektrycznymi istnieje wiele specjalistycznych
firm, z ofertą produktów od tensometrów, przez przetworniki, po analogowe i cyfrowe
wzmacniacze pomiarowe. Po połączeniu tych wzmacniaczy z komputerem i
odpowiednim oprogramowaniu, uzyskuje się możliwość wizualizacji i kontroli pomiaru
z określoną dokładnością i niezawodnością.
Pomiar rzeczywistej wielkości regulowanej ma istotne znaczenie w układzie
regulacji, gdyż dokładność układu nie może być większa od dokładności pomiaru.
Przetwornik powinien być więc w miarę możliwości o co najmniej jeden rząd wielkości
dokładniejszy od żądanej dokładności układu. Podstawowe niedokładności w przetwornikach to:
* Powtarzalność (histereza). Błędy tego typu są spowodowane przez luz w układzie
mechanicznym jak też konstrukcję samego przetwornika.
* Skokowość. Sygnały wyjściowe niektórych przetworników nie są doskonale gładkie.
Klasycznym przykładem są potencjometry z uzwojeniem drutowym.
* Liniowość. Konieczne jest by sygnał wyjściowy z czujnika był liniową funkcją
wielkości mechanicznej. Jest to istotne gdy sygnał zadany i sprzężenia zwrotnego są
generowane przez potencjometry, których wyjścia muszą być do siebie dopasowane.
Liniowości rzędu 0.5% pełnej skali są powszechne, ale możliwe są 0.1% lub
wyższe. Niekiedy nieliniowość może być spowodowana sposobem mocowania
przetwornika.
* Innym źródłem niedokładności przetwornika jest tętnienie. Jest to charakterystyczne
dla przetworników wzbudzanych prądem zmiennym o wysokim napięciu, a
spowodowane przez niedoskonałe filtrowanie sygnału nośnego. Jeśli częstotliwość
nośną dobierze się poprawnie, odpowiedź serwomechanizmu na tętnienie można
zminimalizować.
Zadajniki sygnału wejściowego, rys.2.1, są rozwiązywane w dwojaki sposób: jako
zadajniki z dyskretnym nastawianiem kilku dowolnych wartości w przedziale 0 10[V],
które mogą być zadawane w dowolnej kolejności lub jako zadajniki z nastawianiem
ciągłym.
W przypadku hydrobusu zarówno zadajniki sygnału wejściowego jak i przetworniki
wielkości regulowanych zakupiono w firmie Rexroth, w ramach kompletnej oferty
handlowej układu hydraulicznego.
40
Rys.2.2. Schemat blokowy serwowzmacniacza SR7S1X firmy Rexroth
41
Zakłócenia zewnętrzne powodują ruch siłownika bez zmiany sygnału zadanego,
rys.2.1. Dla wyrównania sygnału zakłóceń potrzebny jest sygnał wyjściowy na siłowniku w kierunku przeciwnym. Wielkość potrzebnego sygnału uchybu zmniejsza się ze
wzrostem wzmocnienia wzmacniacza. Ideałem byłoby, gdyby wzmocnienie ustawione
było tak, by działanie serwomechanizmu zależało jedynie od dokładności samego przetwornika sygnału wyjściowego. W praktyce wzmocnienie ograniczone jest warunkami
stabilności. W niektórych zastosowaniach stabilność może być czynnikiem nie pozwalającym na osiągnięcie pożądanego działania, nawet w przypadku układu zamkniętego.
Serwozawór, elektrycznie sterowany wzmacniacz hydrauliczny, stosowany jest w
układach regulacji, gdzie występuje przetworzenie elektrycznego sygnału wejściowego
w odpowiednie natężenie przepływu oleju oraz określenie sygnału uchybu, rys.2.1,
który następnie zostaje doprowadzony do serwozaworu w celu dokonania korekcji.
Sygnał sterujący o małej mocy, np. 0.08[W], może sterować mocami sięgającymi
wielu setek [kW]. Serwozawory mają szerokie pasmo przenoszenia sygnałów i
odznaczają się dużą szybkością odpowiedzi czasowych, w związku z czym znajdują
zastosowanie głównie w szybkozmiennych układach regulacji.
Większość znanych w świecie producentów stosuje w serwozaworach silniki
momentowe wyróżniające się najwyższą dynamiką oraz najmniejszą mocą sygnału
niezbędną do sterowania. Dla napięciowego sygnału wejściowego 10[V] natężenie
prądu w cewkach silnika momentowego nie przekracza 100[mA], a moc sygnału
elektrycznego 10-2 100[W]. Najczęściej rezystancje cewek są tak dobrane, że prądy
płynące w ich obwodach nie przekraczają wartości 50[mA].
Rys.2.3. Serwozawór z mechanicznym sprzężeniem zwrotnym, typ 4WS2EM10: 1-momentowy
silnik sterujący, 2-korpus wzmacniacza, 3-dysze regulowane, 4-dysze stałe, 5-sprężyna
powrotna, 6-suwak z tuleją sterowniczą, 7-przysłona, 8-rurka sprężysta, 9-twornik
42
Dwustopniowe serwozawory 4WS2EM10 firmy Rexroth, rys.2.3[45], zastosowane w
hydrobusie składają się z:
 pierwszego stopnia: z silnikiem sterującym 1 wzbudzanym magnesem trwałym i
z wzmacniaczem hydraulicznym 2 wykonanym w postaci układu dysze 3 przysłona 7,
 mechanicznego sprzężenia zwrotnego 5 jako elementu łączącego pierwszy
stopień z drugim; zastosowany rodzaj sprzężenia działa na podstawie
równowagi momentów silnika sterującego 1 i sprężyny powrotnej 5,
 drugiego stopnia z wymienną tuleją sterowniczą i suwakiem 6.
Każdy serwozawór może być sterowany napięciowo lub prądowo. W przypadku
sterowania napięciowego zależność między wejściowym sygnałem napięciowym
przyłożonym do cewek silnika momentowego a prądem, napisana na podstawie
drugiego prawa Kirchoffa, jest następująca [42]:
Lp
di
dt
Rp
Rw i
u
2.1
gdzie:
Lp - indukcyjność cewek [H],
Rp - rezystancja cewek [ ],
Rw - rezystancja stopnia wyjściowego wzmacniacza [ ],
i - natężenie prądu [mA],
u - napięcie [V].
Stosując przekształcenie Laplace’a dla powyższego związku otrzymuje się funkcję
przejścia w postaci:
i ( s)
u ( s)
K
Ts 1
2.2
gdzie:
T
K
Lp
Rp
Rw
1
Rp
Rw
s ,
A
.
V
Tak więc w przypadku sterowania napięciowego zależność między prądem a napięciem nie jest proporcjonalna z dwóch powodów:
1. Indukcyjność cewek Lp wywołuje wolniejsze zmiany prądu niż wartość napięcia,
reprezentowane przez stałą czasową T.
2. Prąd zależy od rezystancji cewek, która zmienia się w funkcji temperatury.
43
Powyższe wnioski oraz praktycznie liniowa zależność między momentem
obrotowym a prądem płynącym w cewkach, wskazują na sterowanie prądowe jako
wariant korzystniejszy.
Należy również zauważyć, że sposób połączenia cewek silnika momentowego:
szeregowo, równolegle lub przeciwsobnie, rys.2.4[42], wpływa na wartości prądu
płynącego przez cewki i rozwiązanie stopnia wyjściowego wzmacniacza. Połączenie to
realizowane jest na zewnątrz serwozaworu.
Rys.2.4. Sposoby podłączenia cewek silnika momentowego serwozaworu: a) szeregowo,
b) równolegle, c) przeciwsobne (różnicowe)
Serwozawór dławiąc strumień oleju doprowadzany do siłownika wymusza jego
ruch. Zakładając idealne warunki przepływu przez miejsce dławienia można określić
natężenie z równania:
Q
YK
p
2.3
gdzie:
Q - natężenie przepływu oleju [m3/s], jak na rys.2.3 [31],
Y - stopień wysterowania [%],
K - stała uwzględniająca geometrię szczeliny sterującej [m 3/s/MPa0.5],
p - spadek ciśnienia na krawędzi sterującej [MPa]
Zależnie od obciążenia ruch siłownika wymaga ciśnienia pL . Jeśli p o jest ciśnieniem dostarczanym do układu, to spadek ciśnienia na krawędzi sterującej wynosi:
p
po
pL
2.4
44
Gdy siłownik jest nie obciążony, czyli
pL
0 , wówczas można dysponować
ciśnieniem p o jako p . Jeżeli siłownik jest zablokowany, to całe ciśnienie układu
będzie występować przy siłowniku a przepływ oleju będzie bliski zeru.
Rys.2.5. Charakterystyka statyczna serwozaworu
Rys.2.5 przedstawia charakterystykę statyczną typowego zaworu. Dla warunków
bez obciążenia przepływ z serwozaworu jest liniowo proporcjonalny do rozmiaru
otworów dławiących, które są proporcjonalne do prądu sygnału wejściowego. Wzrost
obciążenia przeciwstawiając się ruchowi tłoka zmniejsza przepływ odpowiadający
danej wartości prądu wejściowego, a opadanie krzywych nie jest duże do chwili, gdy
obciążenie osiągnie wartość po. Pochylenie KpQ krzywych określa pracę blisko zera, co
jest zasadniczo zdeterminowane zerowym upływem suwaka czterokrawędziowego.
Upływ siłownika dodaje się do KpQ. Mały spadek powoduje wysokie wzmocnienie
ciśnienia, Kp. W rzeczywistości liniowe rozszerzenie Kp osiąga po dla prądu
wejściowego w granicach 2÷5% prądu znamionowego, co oznacza, że
KpQ=0.02÷0.05(Q/po). Charakterystyka zaworu w pobliżu zera jest istotną dla
serwomechanizmu położenia, gdyż znaczący jest udział jego czasu pracy w pobliżu
przepływu zerowego.
Korygowanie napędu wymaga zastosowania odpowiedniej siły. Z tego względu
duże znaczenie ma przebieg ciśnienia wyjściowego w funkcji sygnału wejściowego dla
serwozaworu przy zamkniętych przyłączach odbiornika, rys.2.5. Stosunek ciśnienia
wyjściowego do sygnału wejściowego nazywany jest wzmocnieniem K p ciśnienia:
Kp
pL
i
MPa
mA
2.5
Na podstawie charakterystyki ciśnienia, rys.2.5, można stwierdzić na ile serwozawór musi otworzyć przepływ aby uzyskać niezbędne ciśnienie dla korekcji. Otworzenie
zaworu wymuszane jest przez układ regulacji. Stąd istnieje ścisły związek między
wzmocnieniem ciśnienia i dokładnością regulacji. Z typowych charakterystyk wynika,
45
Rys.2.6. Charakterystyki dynamiczne serwozaworu 4WS2EM10
46
że przy 1 2% prądu znamionowego można dla korekcji odchyłki regulacji dysponować
już ciśnieniem, stanowiącym ok. 80% wartości maksymalnej.
Należy jednocześnie zauważyć, że podjęcie korekcji przez serwozawór wymaga
sygnału wejściowego, który odpowiednio do kierunku korekcji musi być większy od
czułości progowej lub czułości przy zmianie znaku sygnału. Czułości te, podawane
najczęściej w % prądu znamionowego, są strefami martwymi, wywierającymi wpływ
na dokładność układu regulacji.
Miarodajnym parametrem dla dokładności regulacji napędu jest jego częstotliwość
własna i wynikające stąd możliwe wzmocnienie całkowite. Częstotliwość własną
serwomechanizmu wyznacza właściwie dynamika serwozaworu. Najbardziej
rozpowszechnionym sposobem badania własności dynamicznych jest wyznaczenie
charakterystyki częstotliwościowej. Sygnał odpowiedzi serwozaworu, natężenie
przepływu Q , w porównaniu z sygnałem wzbudzającym ma zmienioną amplitudę i
przesunięcie fazowe. W miarę zwiększania się częstotliwości amplituda maleje i
wzrasta przesunięcie fazowe. Powyższe zmiany względem sygnału wejściowego
przedstawia się w postaci charakterystyki logarytmicznej, tzw. wykresu Bode, rys.2.6
[45]. Charakterystykę amplitudową podaje się najczęściej w dB, przy czym:
stosunek amplitudowy w dB
20log
AQ
Ai
2.6
Dla czysto jakościowego opisania charakterystyki częstotliwościowej zdefiniowano
0
parametry częstotliwości przy 3dB i przy 90 . Jako f
częstotliwość, przy której sygnał wyjściowy Q zmniejszył się o
AQ / Ai
3dB określa się tę
3dB co odpowiada
0.707 , czyli zmniejszenie amplitudy wielkości wyjściowej wynosi 30%.
900 opisuje ten punkt charakterystyki fazowej, w którym sygnał
0
wyjściowy jest opóźniony fazowo o 90 w stosunku do sygnału wejściowego.
0
Dla serwozaworu 4WS2EM10 częstotliwości przy 3dB i przy 90 zależą od:
Częstotliwość f
ciśnienia zasilania, sygnału wzbudzenia oraz natężenia przepływu i znajdują się w
zakresie <42 108 > [Hz], rys.2.6. Zmienne są również parametry odpowiedzi na skok
jednostkowy.
Z zastosowaniem serwozaworu wiążą się własności dynamiczne oraz dwa
parametry hydrauliczne: wzmocnienie natężenia przepływu i przekrycie suwaka,
wpływające na wzmocnienie ciśnienia. Zależność między natężeniem przepływu i
elektrycznym sygnałem wejściowym przedstawia charakterystyka natężenia przepływu,
rys.2.7[33,42,58]. W układach regulacji położenia i ciśnienia zawór działa w punkcie
roboczym „A”, tj. koło punktu zerowego. Dla takiego zastosowania należy wybrać
przekrycie zerowe lub ujemne suwaka. W układzie regulacji prędkości zawór działa w
punkcie roboczym „B”. Można stosować tu suwak z przekryciem dodatnim, które nie
zapewnia pełnego zamknięcia. Podobny efekt otrzymuje się przy przesunięciu punktu
47
zerowego w wyniku wahań ciśnienia i temperatury oraz przy jednostronnym
zanieczyszczeniu dysz, tj. przepływ w jednym kierunku i ruch napędu.
Wzmocnienie natężenia przepływu podaje się jako stosunek między sygnałem
wyjściowym i wejściowym, określony wzorem:
KQ
Q
i
m3 / s
mA
2.7
Powyższa zależność przedstawia średnie nachylenie charakterystyki natężenia
przepływu, rys.2.7, które zależy od ciśnienia w układzie. Każdy zawór wymaga
osobnego ustawienia regulatora, gdyż tolerancje produkcyjne suwaka i tulei
sterowniczej wpływają na różne wzmocnienia natężenia przepływu, zwłaszcza wokół
punktu zerowego „A”. Serwozawór wywiera bezpośredni wpływ na zakres regulacji
natężenia przepływu i możliwą dokładność pozycjonowania przy regulacji położenia.
Rys.2.5. Charakterystyka natężenia przepływu
Działanie serwomechanizmów omówiono poniżej dla trzech odmian: położenia,
prędkości i siły, celem zrozumienia występujących w nich współzależności.
48
2.1. Serwomechanizm położenia
Podstawowym układem sterowania w obwodzie zamkniętym jest serwomechanizm
położenia, rys.2.8a. Serwozawór i obciążony siłownik hydrauliczny rozpatrywane są
jako szeregowo połączone człony inercyjne drugiego rzędu. Funkcja przejścia od
prędkości do przemieszczenia tłoczyska siłownika ma charakter całkujący.
Wyróżniającą cechą napędu siłownikowego jest pulsacja drgań własnych układu
hydraulicznego (masa/sprężystość oleju). Pętla pokazana na rys.2.8b wskazuje, że
nawet słaby sygnał uchybu spowoduje ruch siłownika, a sygnał sprzężenia zwrotnego
będzie wzrastał dopóki prędkość nie osiągnie wartości zerowej. Odpowiedź stanu
ustalonego pętli wynosi więc X=(1/Kx)U1. Odpowiedź dynamiczna pętli jest zależna od
iloczynu wzmocnień wokół pętli, nazywanego wzmocnieniem prędkości pętli, KVX [s-1].
Po chwilowym zakłóceniu przez siłę U1 wzmocnienie prędkości pętli byłoby
bezpośrednią miarą prędkości jaką wygeneruje serwomechanizm podczas zmniejszania
uchybu (V=KVXX).
Rys.2.8. Schematy blokowe układu regulacji położenia: a) uproszczony, b) szczegółowy
49
Wzmocnienie prędkości pętli określa wyrażenie:
KVX
K x K PI KQ
A
2.8
gdzie:
K PI - wzmocnienie regulatora PI [mA/V],
KQ - wzmocnienie natężenia przepływu [m3/s/mA],
KX - wzmocnienie sygnału przetwornika położenia [V/m],
A - powierzchnia przekroju poprzecznego cylindra siłownika [m 2].
Stała czasowa T układu jest odwrotnie proporcjonalna do współczynnika wzmocnienia KVX . Stąd im większe wzmocnienie tym szybszy jest układ.
T
1
KVX
2.9
Ze schematu blokowego wynika, że odpowiedź dynamiczna obwodu zamkniętego
jest prostym opóźnieniem pierwszego rzędu ze stałą czasową T, a odpowiedź
harmoniczna wykazuje 45[o] opóźnienia fazowego przy częstotliwości (KVX/2 )[Hz].
Należy zauważyć, że dotyczy to odpowiedzi na małe zmiany sygnału zadanego. Ze
wzrostem sygnału odpowiedź ogranicza maksymalny przepływ w serwozaworze.
Przeważnie już 5% wartości prądu sterującego serwozaworem wystarcza, aby w
układzie regulacji położenia sprowadzić prędkość ruchu do zera lub skompensować
wpływ zakłóceń, gdyż przy 5% zmianie wartości sygnału sterującego ciśnienie
wyjściowe serwozaworu może osiągnąć pełną wartość ciśnienia układu. Uchyb
przemieszczenia nastawczego wynosi więc:
X
0.05Vmax / KVX
2.10
gdzie:
Vmax - prędkość ruchu tłoczyska siłownika, która ustali się przy 100% otwarciu
serwozaworu [m/s].
Im większe będzie KVX tym mniejszy staje się uchyb przemieszczenia i tym
sztywniejszy staje się układ wobec sił obciążających. Wynika z tego też, że należy dobierać możliwie małe nominalne natężenie przepływu przez serwozawór Q AVmax .
Z zasady będzie nim serwozawór o lepszych właściwościach dynamicznych
50
Ze względu na warunki stabilizacji nie można wybierać dowolnie dużego
wzmocnienia. Jeżeli wzmocnienie układu KVX jest większe niż KV kryt ,odpowiadające
częstotliwości krytycznej układu, to przy zakłóceniu układ staje się niestabilny.
Przy doborze wzmocnienia KVX istnieją dwie możliwości [33,50,58]:
1. Częstotliwość
V
serwozaworu przy przesunięciu fazowym
900 jest znacznie
większa niż częstotliwość własna siłownika
L . W takim przypadku można
początkowo pominąć dynamikę tej części układu, która ma większą częstotliwość
drgań własnych, wskutek czego model układu regulacji zostaje zredukowany do
układu trzeciego rzędu, dla którego obowiązuje:
KVX
KV kryt
2 dL
L
2.11
gdzie:
dL - współczynnik tłumienia.
Na rys.2.9 [58] przedstawiono przebieg jakościowy charakterystyki czasowej
takiego układu regulacji trzeciego rzędu, której parametrami są wartości względne
tłumienia i wzmocnienia układu. Optymalną wartość KV opt wyprowadza się
zazwyczaj z charakterystyki czasowej, będącej odpowiedzią na wymuszenie
skokowe. Jeżeli przy danym tłumieniu utrzymuje się małe KVX, to wynikiem jest
dość monotonicznie narastająca odpowiedź skokowa. Gdy przyjmuje się bardzo
duże KVX to odpowiedź będzie miała charakter oscylacyjny.
Rys.2.9. Charakterystyka układu regulacji trzeciego rzędu
Na podstawie przebiegu odpowiedzi na wymuszenie skokowe można określić
wskaźniki jakości układu. Często stosowane jest kryterium ITAE (Integral of Time
multipied with Absolute Error) [50,58]:
51
ITAE
t XE
X A dt
2.12
0
gdzie:
XE - wielkość wejściowa (zadana) np. U1,
XA - wielkość wyjściowa np. x, V, p.
Jako optymalną określa się taką wartość wzmocnienia układu, przy której ITAE
staje się najmniejsza. Określając wartość wskaźnika całkowego ITAE w funkcji
zmian wzmocnienia KVX / L i współczynnika tłumienia jako parametru,
otrzymuje się wykres jak na rys.2.10. Dla współczynników tłumienia
wartości
optymalne
ITAE
wypadają
dla
0.2 d L 0.9
0.25 KVX /
L
0.35 . Wynika stąd reguła 1:
KV opt
1/ 3
L
2.13
Takie wzmocnienie, nazywane prędkościowe, jest iloczynem wzmocnienia w
układzie hydraulicznym i sterowania elektronicznego.
Rys.2.10. Wskaźnik całkowy w funkcji wzmocnienia i współczynnika
tłumienia jako parametru
52
2. Uwzględniając obydwie częstotliwości drgań własnych powstaje układ piątego
rzędu. Z rozważań o stabilności wynika, że należy uwzględnić istnienie krytycznej
częstotliwości
i krytycznego wzmocnienia KV kryt , zależnego od
kryt
częstotliwości własnej obydwu części układu, tj.
serwozaworu i
krytycznej
L.
kryt
L
V
częstotliwości własnej
częstotliwości własnej siłownika. Wartość częstotliwości
jest zawsze mniejsza od mniejszej spośród obydwu wartości
V
i
Pomijając współczynniki tłumienia otrzymuje się regułę 2:
V
L
kryt
V
2.14
L
Częstotliwość własną L układu siłownika dwustronnego działania z tłoczyskiem
dwustronnym określa wzór:
2 E AR2 / (Vs m)
L
2.15
gdzie:
E - moduł sprężystości oleju (1.4 109 ) [kg/m*s2],
AR - powierzchnia pierścienia tłoka [m2]; w obliczeniach uproszczonych
AR A ,
m - masa zespołu tłoczyska [kg],
Vs - całkowita objętość użyteczna oleju [m3], określona z wzoru:
Vs
AR H / 2 V LR
2.16
gdzie:
H - skok siłownika [m],
VLR - objętość oleju w przewodzie doprowadzającym od serwozaworu [m 3].
Wartość częstotliwości drgań własnych ma swoje minimum w położeniu
środkowym tłoka siłownika.
Optymalne wzmocnienie układu określa reguła 3:
KV opt
1
3
kryt
2.17
Duża dokładność położenia i sztywność obciążenia układu wymagają możliwie
dużego wzmocnienia w układzie sterowania elektronicznego K PI . Wzmocnienie
hydrauliczne powinno być tylko na tyle duże, na ile jest to nieodzowne, a wynika z
uchybu przemieszczenia nastawczego.
53
Zwiększenie optymalnego współczynnika wzmocnienia, a tym samym poprawę
dokładności nastawiania umożliwia:
zastosowanie w układzie połączeń regulatora PD,
prędkościowe sprzężenie zwrotne,
ciśnieniowe sprzężenie zwrotne,
działanie całkujące, które dowolnie zwiększa dokładność układu, jednak
wymagania dotyczące dynamiki ograniczają udział członu całkującego I,
powiększenie tłumienia w układzie przez obejściowy przewód dla przecieków
między przyłączami odbiornika, jednak powoduje to również zmniejszenie
statycznej sztywności obciążeniowej.
Następnym podstawowym parametrem jest sztywność obwodu zamkniętego, tj.
wartość siły zewnętrznej potrzebnej do spowodowania uchybu. Odpowiedź położenia
na samą siłę zewnętrzną może być określona przy Q=0, a sztywność sygnału
wyjściowego (obciążenia) wynosi wtedy:
Fd
X
A2
KVX
K pQ
2.18
Sztywność obciążenia jest więc proporcjonalna do wzmocnienia KVX układu i
odwrotnie proporcjonalna do ciśnieniowego wzmocnienia natężenia przepływu KpQ,
który jest równy ciśnieniowemu współczynnikowi natężenia przepływu serwozaworu z
dodaniem zależnych od ciśnienia przecieków w odbiorniku. Powiększenie powierzchni
tłoka siłownika lub chłonności silnika hydraulicznego zwiększa sztywność obciążenia
w stosunku kwadratowym do wymienionego powiększenia.
Jak wspomniano dla serwozaworu KpQ=0.02 0.05(Q/po). Przyjmując minimalną
wartość KpQ wyrażenie na sztywność redukuje się do:
Fd
X
20 KVX
A po
Qr / A
2.19
Zatem sztywność pętli zamkniętej jest proporcjonalna do wzmocnienia prędkości
pętli i do stosunku maksymalnej siły sygnału wyjściowego i maksymalnej prędkości
sygnału wyjściowego.
Można zauważyć, że wyrażenia sztywności napędu pokazane na rys.2.8a nie
pojawiają się bezpośrednio w wyrażeniach na sztywność obwodu zamkniętego.
Powodem jest fakt, że położenie pokazanego przetwornika nie mierzy położenia
obciążenia względem Ziemi, tzn. wyrażenia sztywności są wewnątrz pętli. Podatność
napędu wewnątrz pętli oznacza, że serwozawór musi przepuścić więcej oleju kiedy
kompensuje siłę zakłócenia. Podatność napędu pośrednio wpływa na sztywność pętli
zamkniętej przez redukcję maksymalnej wartości KVX. Ponadto należy zauważyć, że
54
zawsze korzystne jest montowanie przetwornika tak, by mierzył położenie obciążenia
względem Ziemi, np. może tylko istnieć możliwość pomiaru położenia obciążenia
względem korpusu siłownika. W tym przypadku sztywność obliczona w równaniu 2.19
jest użyta szeregowo z cs a zatem układu nie można uczynić sztywniejszym niż cs.
Położenie przetwornika może więc mieć duży wpływ na sztywność całego układu.
Sztywność obciążenia wpływa na dokładność statyczną, a nieliniowości w
serwozaworze jak: histereza, zerowe przesunięcie związane z temperaturą i ciśnieniem
zasilającym, czułość progowa oraz nieliniowości w układzie wykonawczym jak: tarcie i
luz, powodują niedokładności nawet w przypadku braku zakłóceń zewnętrznych. Luz
w układzie wykonawczym i sprzężenie czujnika są sprawą najważniejszą z punktu
widzenia dokładności. Jest to szczególnie widoczne, gdy luz występuje wewnątrz
serwopętli, ponieważ wywołuje cykl graniczny o niskiej amplitudzie, ograniczający
maksymalną wartość KVX. Problemy stabilności wynikłe z luzu są trudne do
przewidzenia i należy dążyć do sztywnego układu napędowego. Czułość progowa
serwozaworu wywołuje błędy podobne do powstających z luzu.
Nieliniowości w dobrze wykonanym serwozaworze nie powinny przekraczać 5%
prądu znamionowego. Kolejne 5% zapewnia pokonanie dowolnego tarcia jakie może
wystąpić w układzie sterowania, rys.2.8, co oznacza, że może być niezbędne aż 10%
prądu znamionowego dla osiągnięcia prędkości zerowej. Z rys.2.8b przy sygnale U1=0,
uchyb położenia potrzebny do wytworzenia prądu daje niepewność wyjściowego
sygnału położenia:
Xu
01
. ir
K x K PI
KQ i r
10 A KVX
Qr / A
10 KVX
2.20
Zatem niedokładności położenia statycznego na skutek nieliniowości w pętli są
funkcją maksymalnej prędkości wyjścia podzielonej przez wzmocnienie prędkości
pętli.
Inny typ uchybu położenia, zwany uchybem nadążnym, występuje gdy sygnał zadany wzrasta ze stałą szybkością. Przyjmując, że rozpatrywany serwomechanizm
położenia ma nadążać za zaprogramowanym sygnałem zadanym, składającym się z
faz: narastania ze stałą prędkością i stałego położenia, z rys.2.8b widać, że skończony
sygnał uchybu musi być utrzymywany dla wygenerowania potrzebnej prędkości
.
V
x . Wielkość tego uchybu nadążnego wynosi:
Xf
1
e
Kx
1 AV
K x K PI KQ
V
KVX
2.21
Uchyb nadążny jest wprost proporcjonalny do prędkości sygnału zadanego i jest
minimalizowany przez zastosowanie wysokiego wzmocnienia prędkości pętli.
55
Omawiane dotąd uchyby to te, które można zminimalizować przez napiętą
serwopętlę (wysokie KVX). Do uchybów tych należy dodać błędy w mechanizmie
przetwornika.
W charakterystyce dynamicznej różnych składników serwomechanizmu
najważniejszą jest dynamika obciążenia i układu napędowego. Na podstawie rys.2.8a,
sztywność otwartej pętli Kt, jest szeregową kombinacją ca i cs. Na ca składają się
połączenia i sztywność oleju między serwozaworem a siłownikiem. Masa obciążenia
łączy się z podatnością napędu generując ruch oscylacyjny drugiego rzędu, mający
częstotliwość własną
L
Kt / m . Pierwotnymi źródłami tłumienia dla tego
„rezonansu obciążenia” są tarcie i przeciek hydrauliczny, przy czym współczynnik
tłumienia jest zwykle mały ( typowo 0.1).
Dynamikę serwozaworu można opisać równaniem drugiego rzędu z tłumieniem.
Nadmierne wzmocnienie pętli powoduje niestabilność dynamiczną obciążenia lub
drgania serwozaworu. Jeśli obciążenie ma niższą częstość własną niż serwozawór,
można otrzymać w miarę dobrze zachowującą się odpowiedź pętli zamkniętej przy
KVX d L L (prawidłowy współczynnik tłumienia do 0.5). Ponieważ trudno jest
ocenić dL, wartość 0.1 jest zwykle adekwatną dla oceny:
KVX
max
01
.
L
2.22
Utrzymanie powyższej relacji daje odpowiedź skokową obwodu zamkniętego,
pierwszego rzędu z nałożonymi na nią kilkoma oscylacjami niskoampitudowymi. Stała
czasowa tej odpowiedzi jest w przybliżeniu równa 1/KVX, tak jak w przypadku przed
rozpatrywaniem składników dynamicznych w pętli. Jeśli serwozawór posiada niższą
częstość własną niż obciążenie, stabilną odpowiedź można otrzymać przy wzmocnieniu
pętli:
KVX
max
0.4
V
2.23
Odpowiedź pętli zamkniętej w tym przypadku stanie się z natury drugiego rzędu, z
częstością własną ok. 0.5 V i współczynnikiem tłumienia 0.5. Niższa wartość KVX
otrzymana z równań 2.22 i 2.23 jest tą, która powinna być wykorzystywana w
równaniach 2.19÷2.21. Dominujące równanie określa naturę odpowiedzi dynamicznej
pętli zamkniętej.
W większości przypadków, odpowiedź dynamiczna przetwornika jest pomijana w
porównaniu z drganiami serwozaworu i obciążenia. Jeśli jednak dynamika
przetwornika dominuje i można ją opisać jako drugiego rzędu, maksymalna wartość
KVX powinna być w przybliżeniu równa iloczynowi współczynnika tłumienia i częstości
własnej (do maksymalnej wartości 0.5 częstości własnej). Odpowiedź dynamiczna
będzie w tym przypadku bardziej złożona.
56
2.2. Serwomechanizm prędkości
Innym typem układu sterowania w obwodzie zamkniętym jest serwomechanizm
prędkości. Od strony schematu jest identyczny z serwomechanizmem położenia
pokazanym na rys.2.8a, z wyjątkiem tego, że przetwornik dokonuje pomiaru prędkości
a nie położenia. Serwomechanizmy prędkości są bardziej powszechnie stosowane do
sterowania silnikami hydraulicznymi, rys.2.12, niż do sterowania prędkością liniową.
Rys.2.11[33] pokazuje wyidealizowany schemat blokowy serwomechanizmu prędkości.
Różnicą między tym schematem a rys.2.8b jest to, że serwomechanizm prędkości
nie ma samoregulacyjnego całkowania w pętli. Jak wspomniano wyżej, całkowanie
takie pożądane jest dla zminimalizowania uchybów statycznych. Dlatego całkowanie w
pętli prędkości jest zapewniane elektronicznie we wzmacniaczu. Ten typ całkowania
ma wyraźną przewagę nad typem samoregulacyjnym w serwomechanizmie położenia,
ponieważ jest „pod prąd” wobec nieprawidłowości w pętli, jak też „pod prąd” miejsc,
gdzie wchodzą zakłócenia siły. Uchyby statyczne na skutek tego wpływu są zerowe,
gdyż prąd wejścia do serwozaworu będzie się zmieniał dopóki sygnał uchybu nie
zostanie sprowadzony do zera.
Rys.2.11. Schemat blokowy układu regulacji prędkości
Wzmocnienie prędkości pętli obliczane jest w ten sam sposób jak w przypadku
serwomechanizmu położenia:
KVV
KV K I KQ
A
2.24
Występują tu te same jednostki, [s-1], ale ich znaczenie jest nieco inne. Jest to teraz
bezpośredni pomiar przyspieszenia jakie wygeneruje serwomechanizm dla poprawy
uchybu prędkości przejściowej. Jeśli sygnał zadany będzie zaprogramowany tak, że
57
wystąpi faza narastania ze stałą prędkością, prędkość wyjściowa będzie nadążać za
prędkością zadaną ze skończonym uchybem.
.
.
Dla wytworzenia przyspieszenia, V , potrzeba sygnału uchybu e
AV / K I KQ .
Stąd odpowiedni uchyb prędkości wynosi:
.
Vf
1
e
KV
V
KVV
2.25
Z uwagi na identyczność dynamiki całkującej serwomechanizmu prędkości z
położenia, maksymalną wartość KVV można określić z wyrażeń 2.22, 2.23. Postać
odpowiedzi dynamicznej pętli zamkniętej jest również identyczna.
Uchyby statyczne w serwomechanizmie prędkości są determinowane prawie
wyłącznie przez charakterystykę przetwornika. Typowymi przetwornikami są: prądnice
liniowe, prądu stałego i zmiennego oraz czujniki impulsowe. Tętnienie, liniowość i
powolne działanie są najważniejszymi cechami tych urządzeń.
Rys.2.12. Przykład układu regulacji prędkości kątowej z kompensacją zakłóceń
2.3. Serwomechanizm ciśnienia
Schemat ideowy i blokowy dla typowego układu ciśnienia pokazano na
rys.2.13[33]. Przedstawione zależności dla ciśnienia odpowiadają również sile, gdyż
siłę i ciśnienie można rozważać w kategoriach zamienności. Schemat blokowy,
58
rys.2.13, jest podobny w swojej formie do serwomechanizmu położenia, poza tym, że
wejściem zakłóceń jest teraz prędkość V, a wewnętrzna pętla sprzężenia zwrotnego
odwzorowuje nieszczelność serwozaworu.
Rys.2.13. Schemat blokowy układu regulacji ciśnienia
Prędkość V reprezentuje dowolny ruch, wywołany serwomechanizmem. Pętla
ciśnienia ma następujące wzmocnienie prędkości pętli:
KVp
K fp K PI K Q K t'
A2
2.26
Jednym ze źródeł statycznych uchybów ciśnienia (opadanie) jest przeciek
hydrauliczny w serwozaworze i siłowniku. Przeciek ten wynosi KpQ* po i jest
wywołany zmianą Q, która generuje błąd w ciśnieniu równy:
59
Q
K fp K PI KQ
pd
Q Kt'
A 2 KVp
K pQ Kt'
A 2 KVp
ps
2.27
Podstawiając do powyższego równania wyrażenie na KpQ=0.02 0.05(Q/po)
otrzymuje się:
pd
po
(Q / A) Kt'
20( A ps ) KVp
2.28
Zatem zawsze obecny jest uchyb ciśnienia, który ma określoną wartość procentową
ciśnienia zadanego.
Innym źródłem uchybów statycznych są nieprawidłowości układu napędowego i
serwozaworu, mogące wynosić do 10% prądu znamionowego. Z rys.2.13 i wartości
U1=0 wynika, że będzie potrzebny uchyb ciśnienia dla wytworzenia prądu do
osiągnięcia przepływu zerowego, a to daje niepewność w ciśnieniu wyjścia:
pu
01
. i
K fp K PI
Kt' KQ i
10 A 2 KVp
( Kt' / A)(Q / A)
10 KVp
2.29
Licznik powyższego wyrażenia jest maksymalną szybkością zmiany ciśnienia jaką
serwomechanizm może wygenerować.
Inny typ uchybu występuje dla zastosowań wymagających utrzymania ciśnienia w
obecności prędkości obciążenia. Uchyb ten oblicza się przy założeniu, że Qc=0 i U1=0:
pf
V A
K fp K PI KQ
Kt'
V
A KVp
2.30
Podstawowym elementem dynamicznym pętli jest serwozawór. Drganiom
obciążenia z
L
( Kt
cl ) / m
Kt' / m odpowiada funkcja z dwoma
miejscami zerowymi, które mają częstość własną poniżej L. Oznacza to, że wysokie
wzmocnienie pętli nie może spowodować niestabilnych drgań obciążenia. W
rzeczywistości wysokie wzmocnienie pętli ma tendencję do polepszania stosunku
tłumienia drgań obciążenia i zmniejsza jego wpływ w odpowiedzi pętli zamkniętej.
Maksymalna, nadająca się do użytku, wartość KVp może być wyznaczona z równania
2.23, a odpowiedź dynamiczna pętli zamkniętej będzie zasadniczo drugiego rzędu z
częstotliwością 0.5 V i współczynnikiem tłumienia 0.5.
Dodatkowe uchyby statyczne wywołuje sam przetwornik, zwykle tensometryczny.
Niskie poziomy wyjścia czujników tensometrycznych wymagają przetworzenia sygnału
60
z wysokim wzmocnieniem, co sprzyja niestabilności wzmacniacza i podatności na
szumy.
Rys.2.14. Przykład układu regulacji ciśnienia
Parametry pracy dla serwomechanizmów ruchu liniowego przedstawiono zbiorczo
w tabeli 2.1, a dla serwomechanizmów ruchu obrotowego w tabeli 2.2[33]. Korzystając
z tabel można:
*
Dobrać przetwornik wielkości wyjściowej, zważając by jego zakres działania
odpowiadał zakresowi serwomechanizmu jako całości, a pomiar odbywał się możliwie
bezpośrednio i nie był zniekształcony przez zjawiska uboczne.
*
Określić sztywność napędu i częstość własną obciążenia. Oszacować
częstotli-wość własną serwozaworu (można stosować częstotliwość dla 90 stopni
opóźnienia fazy odpowiedzi). Upewnić się, czy częstotliwość własna przetwornika jest
znacznie powyżej obu tych wartości.
*
Obliczyć maksymalne wzmocnienie prędkości pętli i określić dynamiczną
odpo-wiedź pętli zamkniętej.
*
Obliczyć niedokładności serwozaworu pamiętając, że niedokładności
przetwor-nika dodają się do wartości podanych w tabeli.
Wszystkie teoretycznie możliwe do utworzenia układy sterowania dławieniowego
można rozpatrywać jako uporządkowaną kombinację dwóch półmostków
hydraulicznych zasilanych ze źródła stałego ciśnienia lub stałego natężenia przepływu.
Zasady systematyki takich układów wg. W. Backe przedstawiono m.in. w pracy [42].
61
62
3. DOBÓR DYNAMIKI PODZESPOŁU WYCHYLENIA TARCZY
OPOROWEJ
Dynamiczne zachowanie się silnika hydrostatycznego z adaptacyjnym sterowaniem
wtórnym zależy od dynamiki pozycjonującego podzespołu wykonawczego
scharakteryzowanej przez czas wychylenia Twych, zredukowanego na wał jednostki
masowego momentu bezwładności mas napędu oraz od funkcji przejścia regulatora. Ze
względu na podstawowe znaczenie tych parametrów na zachowanie się układu
napędowego, pokazano na rys.3.1 współzależność ich wartości granicznych,
pozwalająca ocenić dynamikę napędu. Obszar poniżej wykreślonych krzywych
przedstawia zakres pracy stabilnej, a powyżej - niestabilnej.
Rys.3.1. Zakresy pracy stabilnej układu sterowania
Masowy moment bezwładności został wliczony do współczynnika czasu obiektu
regulacji TR , który zdefiniowano następująco [19,20,61]:
TR
2
J g'
p q2 max
2
gdzie:
TR - współczynnik czasu obiektu regulacji [s],
ML
MT
3.1
63
Jg’ - zredukowany na wał jednostki hydrostatycznej całkowity moment
bezwładności napędu [kgm2],
MT - moment tarcia [Nm],
pozostałe oznaczenia jak poprzednio.
Już w fazie projektowania można posłużyć się powyższymi parametrami jako
wskaźnikami oceny układu sterowania. Jeżeli praktycznie osiągalny czas wychylenia
Twych jest większy niż graniczny czas wychylenia wynikający z krzywej, to układ
regulacji prędkości obrotowej silnika hydrostatycznego może osiągnąć zadaną prędkość
w oscylacyjnym przebiegu przejściowym. Przebieg ten jest tym silniejszy im większa
jest różnica między praktycznie istniejącym czasem wychylenia i jego wartością
graniczną. Jeżeli osiągalny czas wychylenia jest mniejszy niż czas graniczny, to układ
osiągnie zadaną wartość w inercyjnym przebiegu przejściowym o stałej czasowej
zależnej wprost proporcjonalnie do różnicy między obydwoma czasami.
Przy projektowaniu układu należy zwrócić uwagę, by punkt pracy znajdował się
poniżej przedstawionych krzywych granicznych. Można tu także zauważyć, że
zmniejszenie czasu wychylenia lub zwiększenie masowego momentu bezwładności
powoduje zwiększenie stabilności napędu. Z przebiegu krzywych wynika również, że
zastosowanie regulatora PID w porównaniu z P, zwiększa graniczny czas wychylenia.
Znaczy to, że przy tym samym współczynniku TR czas wychylenia Twych może być
większy, a przy jednakowym czasie wychylenia może być mniejszy moment
bezwładności. Wraz ze zmniejszaniem się masowego momentu bezwładności i
wzrastającą w związku z tym dynamiką należy zastosować wyższej jakości regulator
prędkości. W praktyce taka sytuacja może zdarzać się wówczas, gdy np. wskutek
występującej przekładni między regulowaną osią i napędem nastąpi, proporcjonalnie
do kwadratu przełożenia, zmniejszenie oddziaływania masowego momentu
bezwładności na regulowaną oś. Wszelkie trudności maleją wraz ze zmniejszaniem się
czasu wychylenia.
Wartości osiąganego czasu wychylenia Twych, z 20% zapasem bezpieczeństwa, dla
produkowanych jednostek hydrostatycznych serii A4VS przedstawiono w tabeli 3.1
[19]. Wartości te odpowiadają przypadkowi gdy ML=0 i MT=0.
Tabela 3.1
Wartości czasu wychylenia silników hydrostatycznych A4VS
Chłonność
Czas
Masowy moment
Wymagane natężenie
jednostkowa w wychylenia
bezwładności
przepływu oleju
w [ms]
w [kgm2]
sterującego w [dm3/60s]
[cm3/2 rad]
40
30
0.0049
12
71
40
0.0121
16
125
50
0.0300
23
250
60
0.0959
36
500
80
0.3325
48
64
Redukcja podanego czasu jest obecnie trudna, gdyż osiągnięto granicę
mechanicznej wytrzymałości zmęczeniowej części składowych.
Wpływ czasu wychylania i zredukowanego na oś obrotu tarczy oporowej masowego momentu bezwładności na odchyłkę
prędkości kątowej wału, przy skoku
momentu obrotowego obciążenia ML od biegu jałowego do przykładowo 70% wartości
maksymalnej, przedstawiono na rys.3.2[19,26].
Rys. 3.2. Wartość maksymalnej odchyłki prędkości kątowej
przy skoku momentu obciążenia
Podane przebiegi stanowią podstawę dla wyprowadzenia zależności na spadek
prędkości kątowej
wału:
t1
X Twych
Top ,
3.2
65
t1
0
M L (t ) M 2 (t )
,
2 Jg
3.3
M L (t ) M 2 (t )
dt ,
2 Jg
3.4
ML
M 2 max
X
3.5
Nie uwzględniając oddziaływania serwozaworu w obwodzie sterowania, jednostka
przestawia się w czasie wychylenia Twych na maksymalną objętość jednostkową
bezpośrednio po skoku momentu obciążenia. W początkowym okresie moment
obrotowy na wale, określony przez kąt wychylenia , jest mniejszy niż moment
obciążenia. Obroty maleją tak długo, aż oba momenty zrównają się, np. przy X=0.7.
Dalszy wzrost momentu M2 powoduje, że napęd przyspiesza aż osiągnie obroty
początkowe. Następnie moment na wale maleje by zrównać się z momentem
obciążenia, gdyż w przeciwnym razie obroty wzrastałyby dalej.
Uwzględniając serwozawór w obwodzie sterowania wprowadza się opóźnienie Top
w przebiegu momentu obrotowego na wale jednostki hydrostatycznej, co skutkuje
większą odchyłką obrotów i późniejszym osiągnięciem stanu ustalonego. Opóźnienie
Top zależy od częstości własnej serwozaworu i określone jest zależnością:
Top
1
2
3.6
V
Powszechnie znany jest fakt, że wzrost częstości V poprzez zmiany konstrukcyjne
jest korzystniejszy dla dokładności sterowania obrotów niż ulepszanie mechanicznego
układu wychylania tarczy oporowej.
Przy założeniu, że regulator elektroniczny jest optymalnym regulatorem prędkości,
(wzmocnienie prędkości pętli KV
100 ), można odchyłkę prędkości kątowej
obliczyć następująco:
bez opóźnienia czasowego spowodowanego przez serwozawór:
X2
p q2 max
Twych
4 Jg
3.7
66
z opóźnieniem czasowym powodowanym przez serwozawór:
X 2 p q2 max
Twych 1
4 Jg
2 Top
3.8
X Twych
gdzie:
- przyrost prędkości kątowej [rad/s],
- maksymalna chłonność jednostkowa [m 3/rad],
- ciśnienie robocze [MPa],
- zredukowany masowy moment bezwładności [kgm 2],
- czas wychylenia [s], definiowany dla zakresu: od 0 do
- czas opóźnienia [s],
V - częstotliwość własna serwozaworu [Hz],
M2max - maksymalny moment obrotowy na wale silnika [Nm],
ML - moment obrotowy od obciążenia [Nm].
q2max
p
Jg
Twych
Top
max,
Jak wynika ze wzorów na
, spadek prędkości kątowej jest tym mniejszy, im jest
większy zredukowany masowy moment bezwładności. Cecha ta sprzyja pozornie
konstrukcji silnika elektrycznego ze względu na jego duży własny moment
bezwładności. Podstawową wielkością jest jednak czas wychylenia Twych , który określa
narastanie momentu obrotowego. Silnik elektryczny może wprawdzie osiągnąć w
szczelinie powietrznej w ciągu 15 do 20 [ms] swój moment obrotowy, jednakże proces
narastania momentu obrotowego nie ma znaczącego wpływu na przyspieszenie kątowe
wału ze względu na duży własny moment bezwładności. Jednostka hydrostatyczna
tłoczkowo-osiowa A4VS o parametrach jak w tabeli 3.1, mocy pozornej 350 [kW], ma
czas wychylenia Twych = 60 [ms] i kilkakrotnie większe przyspieszenie kątowe wału w
porównaniu z odpowiednimi silnikami elektrycznymi.
Porównanie silników hydraulicznych sterowanych przez zmianę chłonności
jednostkowej z elektrycznymi, pod względem maksymalnych przyspieszeń w funkcji
mocy pozornej, przedstawiono na rys.3.3[19,26]. Wynika z niego, że aktualnie
stosowane rozwiązania dla silników hydraulicznych, określone przez zakres B-B1,
znacznie przewyższają swoimi parametrami silniki elektryczne mimo że nie
wyczerpują istniejących możliwości. Przesunięcie krzywej B1 w kierunku teoretycznie
możliwej krzywej A można osiągnąć przez:
Zmianę konstrukcji mechanizmów roboczych w jednostkach hydraulicznych
umożliwiających dalszą redukcję czasu wychylenia.
Udoskonalenie układu elektrycznego przetwarzania sygnałów, zwłaszcza z:
czujnika obrotów, zwrotnego sprzężenia kąta wychylenia tarczy oporowej oraz
serwozaworu.
67
Opracowanie regulacji cyfrowej, której celem powinien być regulator
adaptacyjny, rozpoznający zmiany parametrów i samoczynnie optymalizujący swoje
działanie odpowiednio do tych zmian.
Rys.3.3. Maksymalne przyspieszenia wału w funkcji mocy pozornej obecnie produkowanych
silników hydrostatycznych i elektrycznych
A- sterowanie przez zmianę chłonności jednostkowej (teoretycznie możliwe wartości),
B B1 -- sterowanie przez zmianę chłonności jednostkowej (stan obecny), C - serwosilniki prądu stałego, D - serwosilniki prądu trójfazowego, E - silniki prądu trójfazowego o regulowanej częstotliwości, F - silniki prądu stałego z chłodzeniem zewnętrznym
Podstawowa w badaniach dynamicznych funkcja skokowa w praktyce nie
występuje, gdyż przyspieszenie musiałoby być wtedy nieskończenie duże. Realne
przebiegi przy przesterowaniu jednostki hydrostatycznej przedstawiono na
rys.3.4[19,26], przy czym moment obciążenia narasta tu „trapezowo”. Gdy wzrost
momentu obciążenia jest szybszy od wychylania się jednostki, powstaje także odchyłka
prędkości kątowej, jednakże jest o wiele mniejszą niż przedstawiona na rys.3.2[19,26].
68
Rys.3.4. Wartość maksymalnej odchyłki prędkości kątowej
przy trapezowym skoku momentu obciążenia
Odchyłkę prędkości kątowej
można obliczyć następująco:
bez opóźnienia czasowego spowodowanego przez serwozawór:
X2
p q2 max
Twych 1
4 Jg
TL
X Twych
3.9
z opóźnieniem czasowym powodowanym przez serwozawór:
X 2 p q2 max
Twych 1
4 Jg
2 Top
X Twych
gdzie:
TL - czas narastania momentu obciążenia [s],
pozostałe oznaczenia bez zmian.
TL
X Twych
3.10
69
Uwzględniając w powyższych zależnościach 3.6 3.10 wartości parametrów dla
jednostki hydrostatycznej A4VSO250DS zamieszczone w tabeli 3.2[19], wyznaczono
odchyłki
prędkości kątowej. Kolumna 1 i 2 odpowiada skokowi momentu obciążenia bez i z czasem zwłoki Top spowodowanym przez serwozawór, kolumna 3 i 4 podobnie przy trapezowej zmianie obciążenia.
Przyjmując dla serwozaworu 4WS2E10 częstotliwość własną V=45 [Hz], otrzymano
czas zwłoki:
Top
1
2
1
V
2
45
354
.
[ms]
Tabela 3.2
Wartości parametrów do obliczeń odchyłki
prędkości kątowej dla jednostki
hydrostatycznej A4VS0250DS
1
2
3
4
Twych
60
60
60
60
ms
TL
40
40
ms
Top
3.54
3.54
ms
Jg = 10 Je
1
1
1
1
kgm2
25
25
25
25
MPa
p.
Mmax
995
995
995
995
Nm
X
0.7
0.7
0.7
0.7
%
q
250
250
250
250
cm3/2 rad
14
16.3
0.7
3
rad/s
18.4
rad/s
(symulacja)
Je - masowy moment bezwładności jednostki hydrostatycznej. Zgodnie z zaleceniem
API 160 o stabilności układu, zredukowany masowy moment bezwładności Jg
podlegający regulacji odpowiadał 10-ciokrotnej wartości momentu bezwładności
jednostki hydrostatycznej.
W kolumnie 2 porównano wyniki z obliczeniami symulacyjnymi, otrzymując
wystarczająco dobrą zgodność, zwłaszcza przy uzyskaniu stabilności z rzeczywistym
wzmocnieniem w obwodzie regulacji obrotów, a także z uwzględnieniem tarcia
spoczynkowego.
Optymalną stabilizację pracy układu regulacji prędkości kątowej osiąga się
wówczas, gdy:
* sterowana jednostka ma wystarczającą nadwyżkę momentu obrotowego na przyspieszanie lub opóźnianie wału,
* po osiągnięciu zadanej prędkości kątowej nadwyżka momentu wyjściowego na
przyspieszanie lub opóźnianie wału jest równa zeru.
70
Powyższe wymagania mogą być spełnione jedynie wówczas, gdy:
pomiar prędkości kątowej może przebiegać bez wpływu sygnałów zakłócających,
zmiana momentu obrotowego lub kąta wychylenia tarczy oporowej występuje
możliwie bez opóźnienia.
Wymagania te można zrealizować najdokładniej przez przekształcanie sygnałów
analogowych w cyfrowe, a korzyści stąd wynikające polegają na znacznej
rozdzielczości pomiaru, która np. dla kąta obrotu zależy jedynie od liczby impulsów
przetwornika na jeden obrót. Ponadto w sterowaniu mikroprocesorowym istnieje duża
elastyczność dotycząca realizacji bardziej kompleksowych lub nowych typów
regulatorów, oraz możliwość dokonywania zmiany lub dopasowania istniejących
algorytmów przez zmianę programu.
W praktyce spełnienie tych wymagań napotyka również na ograniczenia
wynikające ze sposobu działania sterowania. Im dokładniej można spełnić obydwa
wymienione warunki, tym koncepcja regulacji okaże się w działaniu bardziej stabilną.
Warunki, których spełnienie jest wymagane dla osiągnięcia optymalnej stabilności
napędu, opisano przykładowo dla trzech odmian adaptacyjnego sterowania wtórnego,
rys.3.5(a,b,c)[25].
a)
b)
c)
Rys.3.5. Układy adaptacyjnego sterowania wtórnego prędkości kątowej
a - ze sterowaniem bezpośrednim, b - ze sprzężeniem drogi, c - ze sprzężeniem siły
71
Jak opisano wcześniej w rozdziale 1, układ ze sterowaniem bezpośrednim, rys.3.5a,
ze względu na bezpośrednie oddziaływanie sygnału sterującego na siłownik sprawia
wiele problemów podczas pracy w stanach nieustalonych. Ruch siłownika powoduje
powstanie dodatkowego przepływu zniekształcającego sterujący sygnał ciśnieniowy,
który zgodnie z wyżej wspomnianymi warunkami powinien być zależny jedynie od
różnicy natężeń przepływu między zaworem dławiącym 3 i elektrycznie sterowanym
regulatorem 2. Celem poprawienia własności dynamicznych wprowadzono w kolejnych
odmianach serwozawór.
W układzie ze sprzężeniem drogi ruch siłownika jest połączony sztywno z
serwozaworem 4 przez drążek i obudowę, rys.3.5b. Sterujące natężenie przepływu QSV,
wpływające zakłócająco na układ regulacji, jest teraz znacznie mniejsze a działanie
serwomechanizmu 4, 8 znacznie szybsze.
Zakłócające działanie natężenia przepływu QSV stanie się praktycznie dowolnie
małe QSV 0 jeżeli pomiędzy siłownikiem 4 i serwozaworem 8 zostanie wbudowane
siłowe sprzężenie zwrotne, jak na rys.3.5c. Tłoczek serwozaworu wykonuje tu jedynie
ruchy wokół położenia zerowego, do których praktycznie nie potrzebuje jakiegokolwiek
natężenia przepływu oleju QSV 0. Układ wychylenia działa bez opóźnienia a układ
regulacji jest stabilny we wszystkich stanach pracy.
Rys.3.6. Reakcja jednostki hydraulicznej na skokowe zmiany obciążenia przy różnych
odmianach sterowania adaptacyjnego
72
Na rys.3.6[25] przedstawiono reakcję wału silnika na skokowe zmiany obciążenia
dla układów regulacji: A - wg rys.3.5a, B - wg rys.3.5b i C - wg rys.3.5c. Wyraźnie
można zauważyć, że zgodnie z oczekiwaniami stabilność układu wzrasta w kolejności:
A, B i C. Stabilność odmiany C jest na tyle optymalna, że dla poprawienia dokładności
stanu ustalonego można wbudować część całkującą do obwodu regulacji, wskutek
czego odchyłki stanu ustalonego występujące w odmianach A i B, można całkowicie
wyeliminować po upływie 1 2 [s]. Również przy silnych wahaniach obciążenia nastąpi
doregulowanie na wstępnie nastawioną wartość 2o ze względu na podatne sprzężenie
zwrotne.
Wymagania dotyczące dokładności można, jak już zaznaczono, znacznie zwiększyć
przez zastosowanie prądnicy bądź przetwornika impulsowego zamiast tachometru
hydraulicznego. Decydujące znaczenie ma wtedy elektroniczny układ regulacji, gdzie
dokładność i precyzja napędu zależą wyłącznie od przetwarzania sygnałów, rys.3.7.
Przykładowo, przetwornik impulsowy IG emituje i rzecz=5000 [impulsów/obrót] z
rozpoznaniem kierunku obrotu, które są przez mikroprocesor porównywane na
liczniku 32-bitowym z zadanymi impulsami wejściowymi i zad. Wtedy w zakresie
prędkości obrotowej n=0
3000 [obr/min] i pozycjonowania U= 400 000 [obrotów]
można osiągnąć dokładność wynoszącą U= 0.01 [obrotu]. Wartość U wynika z
licznika 32-bitowego: U = 232/5000
400 000. Większe wartości można uzyskać
przechodząc z licznika 32-bitowego na 48-bitowy.
Rys.3.7. Układ regulacji prędkości kątowej z nadrzędnym układem pozycjonowania
W przedstawionym rozwiązaniu z nadrzędnym układem regulacji pozycjonowania,
rys.3.7, na podstawie częstotliwości impulsów otrzymywanych przez mikroprocesor,
według komputerowego programu zostaje wyznaczona wielkość zadana Uzad dla układu
regulacji prędkości kątowej. Równocześnie mikroprocesor, przez rejestrację przebiegu
w czasie wartości zadanej i rzeczywistej, wywiera wpływ na parametry regulatora
tworząc adaptacyjny układ regulacji. Układ ten przedstawia bezdławieniowo działający
73
elektrohydrauliczny wzmacniacz momentu obrotowego z cyfrowym wejściem
sygnałów. Przez wprowadzenie czynnych kolejno czasów trwania impulsów,
posługując się sterowaniem komputerowym i wstępnie ustalonymi wykresami
przebiegów, można w podanych granicach błędu równocześnie i precyzyjnie
regulować: położenie, prędkość i przyspieszenie.
Przy tej samej dynamice układu elektroniczne opracowanie sygnałów ma
następujące zalety w porównaniu z hydraulicznym:
* zmniejsza się zapotrzebowanie mocy o moc niezbędną przy hydraulicznym opracowaniu sygnałów na konieczne do tego elementy, jak: pompy sterujące, zawory,
dławiki, przewody itd.,
*
proste włączenie w nadrzędne obwody regulacji,
* łatwe dopasowanie do różnych obiektów regulacji przez zmianę parametrów w układzie pozycjonowania a tym samym przez dobór charakterystyk czasowych regulatora.
Koncepcja napędu z adaptacyjnym sterowaniem wtórnym otwiera przed napędem
hydraulicznym nowe możliwości zastosowań i prowadzi do interesujących rozwiązań,
które mogą z powodzeniem zastępować regulowane napędy elektryczne. Na korzyść
hydrauliki przemawia ta cecha, że prędkość kątowa pozostaje w znacznym stopniu
stabilna przy uderzeniowych zmianach momentu obrotowego, a ze względu ma małe
momenty bezwładności można zmiany dynamiczne zrealizować w ciągu nadzwyczaj
krótkiego czasu. Przedstawione przykłady praktycznego zastosowania stanowią dowód,
że napęd ten wykazuje zalety dotyczące nie tylko względów energetycznych i odzysku
energii.
74
4. MODEL SILNIKA ZS Z REGULATOREM R4E LUB R4V
W modelu silnika wysokoprężnego, zgodnie z jego strukturą fizyczną, można
wyodrębnić następujące submodele cząstkowe, rys.4.1, [28]:
*
model układu paliwowego,
*
model procesu termodynamicznego,
*
model układu mechanicznego,
*
model regulatora obrotów.
*
Rys.4.1. Schemat strukturalny modelu silnika
Jako założenie podstawowe przyjęto, że modelowanie dotyczy obiektu fizycznie
istniejącego oraz występuje pełna zgodność modelu z wynikami badań w stanie
statycznym, co pozwala na korzystanie z charakterystyk doświadczalnych silnika i jego
podzespołów. Dynamiczne zachowanie się silnika, jako obiektu sterowania, wynika z
bezwładności mas wirujących w podukładzie mechanicznym silnika oraz z dynamiki
regulatora sterującego wielkością dawki paliwa. Modele: układu paliwowego oraz
procesu termodynamicznego mogą być więc modelami statycznymi, które aproksymują
odpowiednie charakterystyki doświadczalne, natomiast modele układu mechanicznego
i regulatora obrotów - modelami dynamicznymi.
Model układu paliwowego
Model układu paliwowego stanowi zależność wiążącą natężenie przepływu paliwa z
prędkością obrotową (lub kątową) silnika oraz parametrem regulacji wydatku
jednostkowego pompy paliwowej. W silnikach wysokoprężnych stosowane są obecnie
dwa typy pomp: rzędowe typu BOSCH i rozdzielaczowe CAV. Mimo różnic
konstrukcyjnych oba typy można opisać tymi samymi charakterystykami, a
mianowicie:
75
Regulacyjną, tj. zależnością dawki jednostkowej q pompy od położenia y elementu
sterującego dawką przy stałej prędkości kątowej p wałka pompy:
4.1
q f 1 ( y) przy p = const.
Charakterystyka regulacyjna dla większości rozwiązań konstrukcyjnych jest w dużej
mierze liniowa i nie zależy od prędkości kątowej. Wystarczy więc tylko znajomość
dawki minimalnej dla biegu jałowego i dawki maksymalnej, odpowiadającej
charakterystyce zewnętrznej silnika oraz prędkości nominalnej.
Szybkościową, tj. zależnością dawki jednostkowej q pompy od jej prędkości kątowej
p przy stałym położeniu y elementu sterującego dawkę:
q f 2 ( p ) przy y = const.
4.2
gdzie:
q - dawka jednostkowa pompy [mm3/wtrysk],
y - przesunięcie elementu sterującego wielkością dawki [mm],
p - prędkość kątowa wałka pompy [rad/s].
Aproksymacja rodziny charakterystyk szybkościowych pozwala na otrzymanie
zależności, która określa wielkość dawki jednostkowej pompy w funkcji jej prędkości
kątowej i położenia elementu sterującego.
Na rys.4.2 przedstawiono powyższe charakterytyki dla pompy paliwa P76G3u9.06/FVR produkcji WSK w Mielcu.
Charakterystyka pompy P76G3u-9.06/FVR
100
80
100-120
80-100
60-80
40-60
20-40
0-20
60
40
20
10
8
przesunięcie listwy w
[mm]
2
1000
900
950
800
850
700
Prędkość obrotowa w [obr/min]
4
750
600
650
500
550
400
6
450
300
0
350
Dawka paliwa w [mm3/wtrysk]
120
Rys.4.2. Charakterystyki pompy paliwa P76G3u-9.06
76
Masowe natężenie przepływu paliwa zależy od dawki jednostkowej, prędkości
kątowej silnika, gęstości paliwa i wyraża się wzorem [60]:
Ge
286.47889 10 9 i
q( , y)
gdzie:
Ge - godzinowe zużycie paliwa [kg/h],
i - liczba cylindrów silnika,
- gęstość paliwa [kg/m3],
- prędkość kątowa silnika [rad/s]. Prędkość kątowa
wej zależy liniowo od prędkości kątowej silnika:
4.3
wałka pompy paliwoi p (ip -przełop
p
żenie w układzie przeniesienia napędu z wału korbowego silnika na wałek
pompy; najczęściej ip=0.5).
Model procesu termodynamicznego
Model procesu termodynamicznego stanowi zależność wiążącą ze sobą moment
efektywny (użyteczny) silnika z natężeniem przepływu paliwa i prędkością kątową
silnika, a w celu jego utworzenia wykorzystać można charakterystyki obciążeniowe
silnika wykonane dla różnych prędkości kątowych (obrotowych). Przykładowo dla
silnika D2156 MAN z pompą P76G3u-9.06/FVR przedstawiono je na rys.4.3.
Charakterystyka silnika D2156
10
9
6
5
4
Zużycie paliwa
8
7
3
2
1800
1500
650
700
750
550
500
450
400
350
300
250
200
50
600
150
900
600
0
1200
100
Prędkość
obrotowa
1
Moment obrotowy
Rys.4.3. Charakterystyki obciążeniowe silnika D2156
9-10
8-9
7-8
6-7
5-6
4-5
3-4
2-3
1-2
0-1
77
Charakterystykę zespołu silnik-pompa paliwa, łączącą modele: procesu termodynamicznego i układu paliwowego, przedstawiono na rys.4.4[40].
Charakterystyka silnika D2156 z pompą P76G3u-9.06
Moment obrotowy [Nm]
800
700-800
600-700
500-600
400-500
300-400
200-300
100-200
0-100
700
600
500
400
300
200
100
8
2000
1800
Prędkość obrotowa [obr/min]
1600
1400
1200
4
1000
800
600
0
0
Przesunięcie listwy w
pompie [mm]
Rys.4.4. Charakterystyka zespołu silnik-pompa paliwa
Charakterystyki otrzymywane z badań są w postaci stablicowanej zbiorem
punktów {Me,y, }, będącym dyskretną reprezentacją nieznanej zależności. Punkty te
stanowić mogą węzły interpolacji liniowej elementami trójkątnymi w przestrzeni
trójwymiarowej, rys.4.5 [3], a odpowiedni program może pozwolić na przetworzenie
zbioru danych z pomiarów na potrzebną charakterystykę silnika, rys.4.4. Wcześniejsze
badania [1,4,27,28,36,57,60] wykazały, że dla silnika ZS można stosować w badaniach
symulacyjnych model wynikający z charakterystyki statycznej.
Rys.4.5. Schemat przestrzenny interpolacji liniowej w przestrzeni trójwymiarowej
78
Model układu mechanicznego
Model ten stanowi równanie równowagi momentów zredukowanych do osi obrotów
silnika:
Js
d
dt
M e y,
ML t
4.4
gdzie:
Js - zredukowany do osi wału silnika moment bezwładności, wraz z kołem zamachowym i sprzęgłem w [kgm2]; w przypadku połączenia silnika z odbiornikiem
mocy z momentem Js sumuje się, zredukowany na oś wału silnika, moment
bezwładności układu napędowego i odbioru mocy,
ML- zredukowany do osi wału silnika moment oporów ruchu układu napędowego i
odbioru mocy [Nm],
Me- moment obrotowy generowany przez silnik [Nm].
Model regulatora obrotów
Regulator obrotów jest zwykle zintegrowany konstrukcyjnie z pompą paliwową, a
istniejąca różnorodność rozwiązań powoduje, że odpowiedni model trzeba tworzyć dla
konkretnego typu. W analizowanym przypadku będzie to regulator R4E z korektorem
firmy Friedmann und Maier. Ograniczając rozważania do klasy regulatorów
mechanicznych, których pierwowzorem był regulator odśrodkowy Watta, model
regulatora tego typu można sprowadzić do równania różniczkowego 2-go rzędu,
będącego równaniem ruchu elementów wykonawczych zespołu sterującego [8]:
mz
d2y
dt 2
z
dy
dt
R L sign(
dy
)
dt
Fs ( y)
Fo (
2
)
4.5
gdzie:
mz - masa elementów ruchomych, zredukowana na kierunek „y” [kg],
z - zredukowany współczynnik tłumienia lepkiego [Ns/m],
RL - opory przesuwu elementu sterującego w pompie, zredukowane na kierunek
„y”[N],
Fs - siła napięcia wstępnego sprężyn regulatora [N],
Fo - siła odśrodkowa wirujących ciężarków [N].
I. Model dwuzakresowego regulatora obrotów
Regulator R4E, rys.4.6[8], jest regulatorem z poprzeczną sprężyną i oddziaływaniem z zewnątrz na układ dźwigniowy regulatora. Konstrukcyjnie przetwornik prędkości, rys.4.7[8], wyróżnia się napięciem wstępnym i sposobem umieszczenia sprężyn:
1. Sprężyny: środkowa i wewnętrzna (MF + IF = EF) są montowane ze znacznym
napięciem wstępnym i wstępują do pracy jednocześnie, rys.4.8.
79
2. Sprężyna zewnętrzna (LF) i konstrukcja dolnej miseczki wpływają na drogę biegu
jałowego.
3. Sprężyna korekcyjna AF wpływa na drogę korekcji FW-A, czyli na pewne
niewielkie przesunięcie regulacyjne między drogami regulacji: biegu jałowego FW1
i zakresu maksymalnego FW2. Sprężyna ta nie ma wpływu na regulację dawki
nominalnej i na prędkość kątową (obrotową) drugiego zakresu. Jej oddziaływanie
kończy się wraz z zakończeniem drogi korekcji.
Rys.4.6. Schemat regulatora R4E
Rys.4.7 Układ sprężyn z korektorem
Na rys.4.8 [8] przedstawiono charakterystykę przetwornika obrotów regulatora R4E
z korektorem. Punkty przecięcia linii charakterystyki sprężyn z liniami charakterystyki
siły odśrodkowej ciężarka wyznaczają jego położenie, a tym samym podstawowe
parametry sprężyn zależą od wyboru charakterystycznych prędkości regulatora i na
odwrót.
Podstawowe parametry sprężyn w regulatorze R4E z korektorem wyniosły:
Tabela 4.1
Sprężyna Napięcie wstępne Ugięcie wstępne Ugięcie robocze f Stała sprężyny
Fo w [N]
ho w [mm]
w [mm]
cF w [N/mm]
LF
16.8
2.6
10.5
6.5
MF
176.4
21.0
8.0
8.4
IF
81.6
17.0
8.0
4.8
AF
26.2
0.5
1.5
58.4
Wartości prędkości charakterystycznych: n 1=500[obr/min], n 2=700[obr/min],
nAB=1000[obr/min], n AE=1500[obr/min], n V=2000[obr/min] i n OF=2200[obr/min].
80
Rys.4.8. Charakterystyka przetwornika obrotów regulatora R4E z korektorem
Na rys.4.9[8] przedstawiono schematycznie najważniejsze ruchome masy
regulatora i układu regulacji. Wszystkie masy, które nie są rozmieszczone na osi listwy
regulacyjnej, muszą być do niej zredukowane. Dodając poszczególne masy otrzymuje
się wyrażenie:
mZ
2mFred
m Mfred
mHred
mk
mst
W rozpatrywanym przykładzie uzyskano wartość m z=1.207[kg].
z m pred
4.6
81
Rys.4.9. Masy ruchome układu regulacji
Siłami oporów ruchu są, poza siłami bezwładności, tarcie Coulomba i tłumienie w
ruchomych częściach układu regulacji.
Przyjmując sprawność mechaniczną regulatora =0.8, otrzymuje się wartość
jednostkowej siły regulacji biegu jałowego:
RL
2.5
mZ
2.5
1207
.
0.8
38
. [N]
4.7
co jest zgodne z danymi w tablicy 19.1[8]. RL jest siłą, która podczas biegu jałowego
przesuwa listwę regulacyjną o 1[mm] na każde zwiększenie prędkości obrotowej
regulatora o wartość 50[obr/min].
Zakładając średnią prędkość obrotową biegu jałowego regulatora n śr=250[obr/min]
oraz odchylenie histerezy prędkości obrotowej krzywej regulacji na biegu jałowym
n= 5[obr/min] otrzymuje się:
2 n
nœr
stopień nieczułości
2 5
250
0.04 ,
stopień niejednostajności biegu jałowego
RL
L min
RL
2.5mZ
38
. 0.04
38
. 2.5 1207
.
19.4% ,
82
mechaniczną sprawność regulatora
1
1
L min
0.04
0.194
79.4% ,
co potwierdza przyjętą wartość sprawności.
Tłumienie w ruchomych częściach układu regulacji określa zależność:
FR
z
dy
10
dt
3
przy czym współczynnik tłumienia może przyjmować wartość
[8,42]
Siłę odśrodkową wirujących ciężarków określa zależność:
F
4.8
z
=1000÷2000 [Ns/m]
2
p
mF r
4.9
gdzie:
r - odległość środka masy ciężarka regulatora od jego osi obrotu w [m],
zależna od ugięcia FW sprężyn, rys.4.6:
r
ro
FW 10
3
gdzie:
ro - odległość środka masy ciężarka od osi obrotu przy prędkości
odpowiadającej pracy regulatora na biegu jałowym p.
4.10
p
Dla charakterystyki sprężyn słuszna jest zależność, rys.4.8:
Fs
Fo
c F FW
4.11
Między ugięciem FW sprężyn a przesunięciem y2 listwy regulacyjnej zachodzi
zależność, rys.4.6:
y2
c b
FW
d a
4.12
Sygnał sterujący yzad od pedału przyspiesznika wywołuje przesunięcie y1 listwy
regulacyjnej:
y1
y zad
d
c
d
4.13
83
Uwzględniając powyższe zależności 4.8 4.13 w 4.5 otrzymuje się:
10 3 mZ
d 2 y2
dt 2
10
1000 cF (r1
dy2
dt
ad
ro )
bc
3
Z
dy2
ad
) 2 ( Po cF
y2
dt
bc
ad
ad
2
(ro
y2 10 3 )
bc
bc
RL sign(
0.5mF
4.14
oraz
4.15
y y1 y2
gdzie:
r1 - odległość środka masy ciężarka od osi obrotu odpowiadająca napięciu wstępnemu sprężyn korektora.
Przykładowe wyniki z badań symulacyjnych przebiegu rozpędzania dla powyższego
modelu silnika z regulatorem dwuzakresowym i korektorem przedstawiono na rys.4.14
i 4.16.
II. Model wielozakresowego regulatora obrotów
Regulator R4V, rys.4.10[8], jest wyposażony w poprzeczną sprężynę podobnie jak
regulator R4E, jednak ze względu na brak sztywności układu dźwigniowego musi mieć
ogranicznik listwy regulacyjnej dla dawki pełnego obciążenia. Ze względu na istnienie
sztywnego ogranicznika sprężyna naciągowa musi być umieszczona bądź przy dźwigni
sterującej, bądź przy łączniku między listwą regulacyjną i dźwignią regulatora.
Rys.4.10. Schemat regulatora R4V
1 - zderzak ograniczający położenie dźwigni dla max, 2 - sprężyna naciągowa, 3 - listwa
regulacyjna, 4 - zderzak ograniczający wielkość pełnej dawki, 5 - sprężyna wzbogacacza,
6 - zderzak ograniczający dawkę rozruchową, 7 - nasuwa, 8 - zderzak ograniczający STOP
84
Konstrukcja przetwornika prędkości obrotowej charakteryzuje się tym, że
poszczególne sprężyny włączają się do pracy kolejno, a ich siła oddziaływania sumuje
się. Aby działanie sprężyn nie wywoływało tworzenia się uskoków na charakterystyce,
rys.4.12, sprężyny środkowa MF i wewnętrzna IF muszą być montowane bez
wstępnego napięcia, a sprężyna wewnętrzna może być montowana nawet ze znacznym
luzem, rys.4.11[8].
Rys.4.11. Sprężyny w regulatorze
R4V
Rys.4.12. Charakterystyki przetwornika obrotów
regulatora R4V
Przemyślane wkomponowanie zakresów działania: FW1, FW2 i FW3 poszczególnych sprężyn w całkowity przedział zakresów wszystkich prędkości obrotowych,
rys.4.12, umożliwia oddziaływanie na przebieg charakterystyki przetwornika prędkości
obrotowych. Również w regulatorze R4V stosuje się różne kształty dolnej miseczki
sprężyn, głównie po to, aby umożliwić dobieranie drogi biegu jałowego. Zachowana
jest ogólna prawidłowość, że droga FW1 sprężyny biegu jałowego jest w regulatorze
R4V znacznie mniejsza niż w regulatorze R4E.
Podstawowe parametry sprężyn wyniosły:
Sprężyna
LF
MF
IF
Napięcie wstępne
Fo w [N]
16.8
0
0
Ugięcie wstępne
ho w [mm]
2.6
0
-7.0
Tabela 4.2
Ugięcie robocze f Stała sprężyny
w [mm]
cF w [N/mm]
10.5
6.5
7.6
18.0
3.5
26.6
a odpowiadające im prędkości charakterystyczne: n 1=500[obr/min], n 2=700[obr/min],
n3=1400[obr/min] oraz n OR=2200[obr/min].
85
Między ugięciem FW sprężyn, sygnałem sterującym yzad od pedału przyspiesznika
VH a przesunięciem y2 listwy naciągowej 2, rys.5.10, istnieje zależność:
c b
FW
d a
y2
e d c
y zad * *
h
d
4.16
gdzie:
e,h - ramiona układu dźwigniowego przyspiesznika VH.
Sygnał sterujący y2 wywołuje przesunięcie y1 listwy regulacyjnej 3:
y1
y2 *
c2
c2
4.17
c5
gdzie:
c2 - stała sprężyny naciągowej 2 [N/mm],
c5 - stała sprężyny 5 [N/mm].
Uwzględniając zależności 4.8 4.11, 4.16 i 4.17 w równaniu 4.5 otrzymuje się
równania opisujące ruch regulatora obrotów R4V:
d 2 y2
10 m2
dt 2
3
0.5mF
2
(ro
10
3
z
dy 2
dt
FW * 10 3 )
2c F
ad
b c
2
y2
c 2 y1
2
ad
Fo
b c
1000c F r1
ad
b c
oraz
10 3 m1
d 2 y1
dt 2
10
3
z
dy1
dt
c2
c5 y1
c2 y2
0
4.19
gdzie:
r1 - odległość środka masy ciężarka od osi obrotu odpowiadająca napięciu
wstępnemu sprężyn korektora,
m1 - masa elementów sztywno związanych z dźwignią sterującą,
m2 - masa elementów sztywno związanych z listwą regulacyjną.
Przykładowe wyniki badań symulacyjnych modelu silnika, rys.4.1, z regulatorem
wielozakresowym przedstawiono na rys.4.13 i 4.15[41], a dla porównania z podobnym
modelem z regulatorem dwuzakresowym i korektorem na rys.4.14 i 4.16[40].
Widoczne są różnice w przebiegu krzywych, odpowiadające sposobom regulacji
obrotów silnika. Wyniki potwierdzają poprawność modelu, który może być
wykorzystany do badań symulacyjnych układów sterowania w zautomatyzowanym
ro
86
zespole napędowym pojazdu, np. w hybrydowym układzie napędowym autobusu
miejskiego.
400
4
350
3,5
300
3
3
250
2,5
1
200
2
2
150
1,5
100
1
50
0,5
0
0
1
101
201
301
401
Przesunięcie listwy regulacyjnej w
pompie w [mm]
Moment obrotowy w [Nm] i prędkość
kątowa w [rad/s]
Przebieg parametrów silnika przy trapezowym wymuszeniu pedałem gazu
501
-50
-0,5
-100
-1
Czas w [s] * 10
Rys.4.13. Przebieg rozpędzania silnika ZS z regulatorem wielozakresowym:
1 - przesunięcie listwy w pompie, 2 - prędkość kątowa silnika,
3 - moment obrotowy silnika.
Przebieg parametrów silnika przy trapezowym wymuszeniu pedałem gazu
700
10
3
8
500
6
1
400
4
300
2
200
2
100
0
0
1
101
201
301
-100
-200
401
501
Przesunięcie listwy regulacyjnej w
pompie w [mm]
Moment obrotowy w [Nm] i prędkość
kątowa w [rad/s]
600
-2
-4
Czas w [s] * 10
Rys.4.14. Przebieg rozpędzania silnika ZS z regulatorem dwuzakresowym:
1 - przesunięcie listwy w pompie, 2 - prędkość kątowa silnika,
3 - moment obrotowy silnika.
87
Przebieg prędkości kątowych silnika z regulatorem wielozakresowym
200
180
y=50
Prędkość kątowa w [rad/s]
160
y=40
140
y=30
120
100
y=20
80
y=10
60
40
20
0
1
101
201
301
401
501
Czas w [s] * 10
Rys.4.15. Przebiegi prędkości kątowej silnika z regulatorem wielozakresowym przy
skoku przyspiesznika w zakresie 10 50 [mm] co 10 [mm]
Przebieg prędkości kątowej silnika z regulatorem dwuzakresowym z korektorem
250
Prędkość kątowa w [rad/s]
200
y=35
y=25
y=20
150
100
y=15
50
0
1
101
201
301
401
501
Czas w [s] * 10
Rys.4.16. Przebieg prędkości kątowej silnika z regulatorem dwuzakresowym przy
przy skoku przyspiesznika w zakresie 15 35 [mm] co 5 [mm].
88
5. MODEL UKŁADU STEROWANIA PRĘDKOŚCIĄ POJAZDU
Budowę elektrohydraulicznego układu regulacji obrotów przedstawiono w
poprzednich rozdziałach: 1, 2 i 3. Jego schemat powtórzono na rys.5.1 [15,16,31,32].
Silnik o sterowalnej chłonności jednostkowej jest zasilany z sieci o czynnym ciśnieniu
p0 a wyjście z silnika połączono z przewodem niskociśnieniowym pT. Prądnica
tachometryczna bądź jej zamienniki jak: prądnica prądu stałego, maszyna
jednobiegunowa (unipolarna), optoelektroniczny czujnik obrotów, napędzana z wału
silnika wytwarza sygnał proporcjonalny do obrotów 2. Uchyb (różnica) między
sygnałem zadanym 2zad i rzeczywistym 2 doprowadzony przez wzmacniacz do
regulatora PID steruje serwozaworem. Zasilanie zaworu zrealizowano z sieci przez
filtr. Sprężyna ca służy głównie do pozycjonowania siłownika a jej wpływ na dynamikę
układu napędowego ma znaczenie drugorzędne.
Podstawą działania tej regulacji jest oddziaływanie na moment obrotowy M2,
wymagany dla realizacji założonych obrotów. Dynamiczne właściwości decydują o
szybkości układu pozycjonowania i przyspieszeniach przyłączonego obiektu regulacji w tym przypadku pojazdu z zależnymi od obrotów oporami ruchu. Właściwości obiektu
regulacji zależą od masowego momentu bezwładności oraz tej części momentu
napędowego, którą określa zmiana obrotów tj. szybkość z jaką pojazd reaguje na
zmiany momentu.
Rys.5.1. Układ regulacji prędkości hydrobusu
89
Obiekt regulacji składa się z silnika o zmiennej chłonności i sprzęgniętego z nim
obciążenia. Równanie ruchu obiektu jest postaci:
J2
2
2
RH
q2 max p
y
y max
ML
(| M T | | M 2 |(1
hm
)) sign
2
5.1
gdzie:
RH
dM L
d
MT
M2
p
hm
- obciążenie zależne od prędkości
2,
2
- moment od sił tarcia w silniku i przyłączonym obciążeniu,
q2 p - moment na wale silnika hydrostatycznego,
p0 pT ,
- sprawność mechaniczno-hydrauliczna silnika.
Z powyższego równania wynika, że obiekt regulacji ma własności całkujące ze
„zmniejszającym się do zera” obciążeniem RH i tym samym jest niezrównoważony.
Do ustawiania tarczy oporowej służy napęd, którego schemat przedstawiono na
rys.5.2[9,10,11,32]. Przy założeniu stałej wartości ciśnienia p0:
pA
pB
p0
5.2
i symetrycznej budowie serwozaworu zależność na przepływ oleju jest w postaci:
QA
QB
QL
1
BV ( x 0V
2
1
BV ( x 0V
2
xV | x 0V
xV | x 0V
xV |)
xV |)
p0
p0
pL
2
5.3
pL
2
gdzie:
pL
pA
pA
p0
2
pB ,
pL
;
pB
p0
pL
2
.
BV - współczynnik przepływu przez krawędź sterującą suwaka w serwozaworze,
x0V - wartość przekrycia suwaka w serwozaworze,
xV - przesunięcie suwaka.
90
Rys.5.2. Układ wychylenia tarczy oporowej w jednostce hydrostatycznej
a) schemat połączeń hydraulicznych b) schemat przepływu sygnałów
Z bilansu objętości cieczy dla siłownika można wyznaczyć przyrost ciśnienia
pL
2
(QL
cH
y A G L p L )dt
pL :
5.4
gdzie:
GL - współczynnik przecieków w siłowniku,
E ol' - moduł ściśliwości oleju,
VOA i VOB - objętość komory siłownika w środkowym położeniu,
cH - ściśliwość obwodu hydraulicznego; przyjmując, że VOA i VOB nie zależą
'
od pozycji tłoczyska a E ol jest stałe, otrzymuje się:
91
cH
VOA
Eol'
VOB
Eol'
5.5
Ruch siłownika opisuje równanie:
m y d L y y ca
A pL
Fd
FT sign y
5.6
gdzie:
Fd - siła przestawienia jednostki wyporowej,
FT - siła tarcia Coulomba w układzie wychylenia,
dL - współczynnik tłumienia.
Równania 5.2 5.6 tworzą obraz przepływu sygnałów jak na rys.5.2b. Określenie
koniecznej szybkości ustawiania tarczy w zależności od przyłączonego obiektu
regulacji jest zadaniem obszernych badań, by w praktyce dać proste w użyciu kryterium
stabilności. Niewłaściwe określenie tych zależności czasowych może prowadzić do
ruchu oscylacyjnego obrotów. Częściowe propozycje w tym zakresie zamieszczono w
rozdziałach: 2 i 3.
Rys.5.3. Koncepcje regulacji jedno- i wielowymiarowej
92
Na rys.5.3[22,31,47] przedstawiono możliwe koncepcje regulatora, które mogą
istnieć jako podzespół analogowy bądź cyfrowy. W praktyce stosuje się regulację
jednowymiarową (bez regulatora podrzędnego) lub wielowymiarową z przesunięciem y
siłownika jako wielkością pomocniczą.
W regulacji jednowymiarowej z regulatorem PID należy starać się by były:
* częstotliwości własne zespołu: siłownika L i zaworu V 3 4-krotnie większe niż
częstość własna o serwomechanizmu,
*
sprężystość sprężyny ca w układzie pozycjonowania zbliżona do 0,
* czasy: wyprzedzenia (różniczkowania) TV i zdwojenia (całkowania) TN regulatora
zbliżone do 0.
Uwzględniając powyższe założenia otrzymuje się układ opisany równaniem
drugiego rzędu, dla którego może zostać wyznaczona częstość własna
o i
współczynnik tłumienia D serwomechanizmu. Człony całkujące znajdują się w
obiekcie sterowania ( 2) i w sprzężeniu przesunięcia (y).
q 2 max po VQ K P
o
y max A
D
2 max
J2
dL
2
o
5.7
J2
5.8
gdzie:
VQ - przepływ przez zawór przy imax oraz p.=0,
pozostałe oznaczenia jak na rys.5.1 5.3.
Pochodzący od silnika i obciążenia, zależny od prędkości, współczynnik dL opisuje
jedyny człon tłumiący, którego nie można określić bez wyznaczenia charakterystyki
obciążenia. Tłumienie układu wpływa silnie na czas wyprzedzenia TV i zdwojenia TN
regulatora, mimo że nie wynika to z uproszczonego równania 5.8. Wielkości VQ i 2max
występują w równaniach 5.7 i 5.8, gdyż KP jest bezwymiarowe.
W wielowymiarowym regulatorze przesunięcie siłownika pomyślane jest jako
pomocnicza wielkość regulacji. Podobnie jak w układzie z drgającą masą i zależnym
od prędkości tarciem, sprzężenie zwrotne przesunięcia powoduje wzrost tłumienia
układu. Serwozawór został przyjęty tu jako człon opóźniający drugiego rzędu, przy
czym jako nieliniowość występuje ograniczenie prędkości suwaka. Dla przejrzystości
uproszczono napęd pozycjonowania, gdyż przedstawiono go już na rys.5.2. W
wielowymiarowej regulacji całość tworzy system 7 rzędu, który podwyższa się o jeden
rząd przy dodatkowym podatnym sprzężeniu zwrotnym. Regulator pokazano w postaci
93
połączenia równoległego członów: proporcjonalnego i całkującego, dla którego czas
wyprzedzenia TV można wyznaczyć z równania:
TV
TN 1
KD
K .
5.9
P
Przepływ sygnałów przedstawiony na rys.5.2 i 5.3 jest podstawą dla modelu
obliczeniowego, za pomocą którego można odtworzyć rzeczywiste parametry napędu.
Wartość V
1/
2 mac
wynosi w przedstawionym napędzie 3.18*10-3 [s].
Przyjmując, te same założenia jak w regulatorze jednowymiarowym oraz proporcjonalne sprzężenie od przesunięcia (współczynnik Ky), można określić częstość własną
o i współczynnik tłumienia D serwomechanizmu przy regulatorze wielowymiarowym.
Otrzymuje się wtedy:
o
q 2 max po VQ K P
VQ K y d L
y max A
J 2 A y max
D
2 max
J2
5.10
VQ K y
dL
J2
A y max
2
5.11
o
gdzie:
Ky - współczynnik wzmocnienia sprzężenia od przesunięcia y siłownika,
pozostałe oznaczenia jak na rys.5.1 5.3.
Wzrost wzmocnienia Ky sprzężenia prowadzi do proporcjonalnego zwiększenia
tłumienia. Dla Ky=0 równania 5.10 i 5.11 przechodzą w równania 5.7 i 5.8.
Zależny od prędkości współczynnik dL wzrastając liniowo zwiększa tym samym
współczynnik tłumienia D, równania 5.8 i 5.11. Ponadto z równań tych wynika, że
można za pomocą sprzężenia przesunięcia y podnieść wartość współczynnika
tłumienia gdyż uwzględnienie charakterystyki obciążenia dL/J2 jest małe wobec członu
VQ/A*Ky/ymax,. Częstości własne w obu przypadkach regulacji są praktycznie równe.
Wartości parametrów regulatora z przepustowością:
G s
KP
1 TV s
1 TN s
5.12
94
można w mikroprocesorowym wykonaniu szybko dobrać. Dla TV=TN=0 otrzymuje się
regulator proporcjonalny.
W wielowymiarowej regulacji korzystne jest proporcjonalne lub podatne sprzężenie
zwrotne z przepustowością:
Gy s
Gdy Ty
Ky
Ty s
1 Ty s
5.13
powyższy związek staje się proporcjonalny.
Jak wynika z przedstawionych zależności 5.1 5.13 model układu sterowania
prędkości pojazdu opisują równania różniczkowe, w większości zlinearyzowane,
tworząc system co najmniej 8 rzędu. Poprawna praca tego układu zależy nie tylko od
doboru parametrów geometrycznych ale również od struktury połączeń sygnałów. Stąd
równoczesne prowadzenie badań symulacyjnych i eksperymentalnych jest nieodzowne.
95
6. MODEL HYDROPNEUMATYCZNYCH AKUMULATORÓW
ENERGII
Sposób działania akumulatorów hydropneumatycznych z przegrodą oparty jest na
wykorzystaniu ściśliwości gazu do akumulowania energii. Czynnikiem roboczym
najczęściej jest azot, gaz obojętny dla otoczenia. Akumulatory gazowe składają się z
komory ciśnieniowej podzielonej na przestrzeń gazu i przestrzeń cieczy oraz z
przegrody gazoszczelnej. Przestrzeń cieczy połączona jest z układem hydraulicznym,
wobec czego przy narastaniu ciśnienia występuje sprężanie gazu w przestrzeni
gazowej. Przy spadku ciśnienia sprężony gaz może się rozszerzać, wskutek czego ciecz
robocza zostaje wyparta z powrotem do układu hydraulicznego. W ujęciu
termodynamicznym akumulator można rozpatrywać jak jednorodny zamknięty układ z
odpowiednimi parametrami stanu.
Dla gazu idealnego zależność między ciśnieniem, temperaturą i objętością opisuje
równanie:
pV
mR T
6.1
gdzie:
R - stała zależna od rodzaju gazu; dla azotu R=297[J/kg K],
V - objętość przestrzeni gazowej,
T - temperatura gazu,
m - masa gazu,
p - ciśnienie w przestrzeni gazowej.
Wg [52] równanie powyższe jest słuszne dla gazu rzeczywistego (azotu) do ciśnień
1.5 [MPa], tj. przy małych gęstościach. W miarę zwiększania się gęstości zwiększają
się odstępstwa od równania Clapeyrona, gdyż nie uzasadnione staje się zaniedbywanie
tego, iż cząsteczki zajmują część objętości dostępnej dla gazu, a zasięg działania sił
międzycząsteczkowych jest większy niż rozmiary cząsteczek.
Z badań [12] nad termodynamicznymi własnościami azotu wynika, że w zakresie
normalnych warunków eksploatacyjnych, tj. przy ciśnieniach 5 30 [MPa] i
temperaturach 250 320 [K], azot powinien być traktowany jak rzeczywisty. Ilustracją
tego faktu może być zmienność wykładnika adiabaty w funkcji ciśnienia i temperatury,
rys.6.1, z którego wynika, że wykładnik ten przyjmuje wartość =1.4 jak dla
dwuatomowego gazu doskonałego dopiero wtedy, gdy ciśnienie w układzie jest bliskie
ciśnieniu otoczenia.
96
Rys.6.1. Wykładnik adiabaty dla azotu w funkcji ciśnienia i temperatury
W rzeczywistości działanie akumulatora hydropneumatycznego nie przebiega
według założeń teoretycznych, a realizowana przemiana mieści się między
izotermiczną i adiabatyczną. Na rodzaj przemiany termodynamicznej wpływa przede
wszystkim czas trwania procesu ładowania i rozładowania. Za [44] można przyjąć
następujące rozgraniczenie:
 czas trwania procesu poniżej 60 [s] - przemiana adiabatyczna,
 czas trwania procesu 60 180 [s] - przemiana politropowa,
 czas trwania procesu powyżej 180 [s] - przemiana izotermiczna.
Matematyczną zależność między parametrami stanu można dla gazu rzeczywistego
wyrazić tylko w postaci równania przybliżającego. Niezbędne jest więc wprowadzanie
współczynników korekcyjnych uwzględniających charakterystykę gazu rzeczywistego,
którego własności ze wzrostem ciśnienia zmieniają się, zmniejszając rzeczywistą
objętość użyteczną. Różnica ta przekracza 3% granicę powyżej 1.5 [MPa] i osiąga 80%
przy 50 [MPa], zależnie od zachodzącej przemiany: izotermicznej lub adiabatycznej.
Zgodnie z [44] należy stosować następujące wyrażenie na objętość rzeczywistą gazu:
Vrzecz
C Videal
6.2
gdzie:
C = Ci dla przemiany izotermicznej,
C = Ca dla przemiany adiabatycznej. Współczynniki korekcyjne odnoszą się do
temperatury 50[oC].
Przykładowo, przebieg wartości współczynnika Ci dla przemiany izotermicznej
przedstawia rys.6.2.
97
Rys. 6.2. Zależność współczynnika korekcyjnego Ci od stosunku ciśnień p2/p1
dla przemiany izotermicznej
Rys.6.3. Porównanie przebiegu ciśnień dla gazu idealnego i rzeczywistego
98
Na rys.6.3 porównano wyliczone ciśnienia z równania gazu idealnego i dla gazu
rzeczywistego. Wynika stąd mała przydatność równań: 6.1 i 6.2 do obliczeń
akumulatorów, również z uwzględnieniem współczynników korekcji Ci .
Reasumując należy stwierdzić, że równanie gazu rzeczywistego powinno mieć taką
budowę, by dla małych ciśnień jego postacią asymptotyczną było równanie Clapeyrona.
Musi ono przy tym zawierać dodatkowe stałe zależne od rodzaju gazu, a im większą
jest żądana dokładność równania, tym więcej stałych.
Gazy rzeczywiste zbliżają się swymi własnościami do gazu doskonałego tym
bardziej im mniejsze są wymiary cząsteczek oraz im większe są odległości
międzycząsteczkowe, a więc im niższe jest ciśnienie. Dotąd nie jest znana żadna prosta
formuła, która stosowałaby się do wszystkich gazów w dowolnych warunkach, a do
wyznaczania parametrów termicznych - ciśnienia, objętości właściwej i temperatury istnieje powyżej 150 empirycznych równań stanu [14,63]. Spośród nich należy
wymienić równania: van der Waalsa, Berthelota, Beattie-Bridgemana, Wukałowicza,
Otisa, jako najprostsze i jednocześnie pokazujące ewolucję zmian w równaniu
Clapeyrona w przystosowaniu do coraz wyższych ciśnień.
Dla określenia sprawności akumulatora hydropneumatycznego pracującego w
układzie hydrostatycznym, np. w omawianym napędzie hybrydowym, w pracach
wiodących firm [5,48,59] korzysta się z modelu zaproponowanego przez Otisa, w
którym modyfikacja równania Clapeyrona uwzględnia zmianę parametrów gazu wraz
z ciśnieniem i temperaturą. Równanie gazu jest wtedy postaci:
10 6 p V
z m RG T
6.3
gdzie:
z - współczynnik ściśliwości,
pozostałe oznaczenia jak poprzednio.
Zależne od ciśnienia i temperatury wartości: ciepła właściwego cV gazu przy stałej
objętości i współczynnika ściśliwości z opisują równania:
cV
1
A1 e
BT
6.4
gdzie:
A a1 a2 p a3 p2
B b1 b2 p b3 p2
z
C D p E p2
6.5
99
gdzie:
C c1 c2 T c3 T 2
D d1 d2 T d3 T 2
E e1 e2 T e3 T 2
a1 , a2 , a3 , b1 , b2 , b3 , c1 , c2 , c3 , d1 , d2 , d3 , e1 , e2 , e3 są stałymi o wartościach
podanych na rys.6.4, pochodzącymi z aproksymacji wyników z badań gazu
rzeczywistego.
a)
b)
Rys.6.4. Wartości rzeczywiste i obliczeniowe: cV i z dla azotu.
100
Zaproponowana modyfikacja pozwala dość dobrze odwzorować zależności gazu
rzeczywistego przedstawione na rys.6.3.
Podczas cyklu pracy akumulatora hydropneumatycznego należy poddać analizie
również termodynamiczne procesy wymiany ciepła, które w warunkach pracy
przerywanej z szybkimi cyklami obciążeń wyznaczane są przez intensywność
przewodzenia, a równanie różniczkowe zmian temperatury gazu powinno wyrażać
wpływ wymiany ciepła i zmiany objętości [52]:
*
*
T
f ( Qw )
*
f (V )
6.6
Wychodząc z różniczki entropii
S
T
dS
S
V
dT
V
dV
6.7
T
otrzymuje się po przekształceniach:
*
T
GW (T0 T )
m cV
T
m cV
p
T
*
V
6.8
V
gdzie:
cV - ciepło właściwe przy stałej objętości,
GW - wartość ciepła przewodzonego przez ścianki akumulatora,
T0 - temperatura otoczenia; 300 [oK],
S - entropia.
Mając na uwadze powyższe równania 6.6 6.8, w przypadku modelu Otisa po
zlogarytmowaniu i zróżniczkowaniu otrzymuje się:
dp
p
dV
V
dz
z
dT
T
6.9
Uwzględniając, że współczynnik z zależy od ciśnienia i temperatury to:
z
dp
p
dz
z
dT
T
6.10
i stąd:
*
*
pb
*
aT
V
V
6.11
101
gdzie:
a
1
T
1 z
z T
1
p
b
1 z
z p
6.12
Z bilansu ciepła wynika, że:
dQ dW
dU
6.13
gdzie:
dQ - przyrost ciepła przenoszonego z gazu do ścianek naczynia,
dW - przyrost pracy wykonanej przez gaz,
dU - przyrost energii wewnętrznej gazu.
Przyrost energii wewnętrznej gazu określa równanie:
dU
m cV dT
T dcV
6.14
Przyrost ciepła przewodzonego przez ścianki zbiornika:
dQ
AS T0
T
6.15
gdzie:
- współczynnik przepływu ciepła,
AS - powierzchnia przepływu ciepła.
Przyrost pracy wykonanej przez gaz:
dW
p dV
6.16
Uwzględniając powyższe oraz różniczkę zupełną ciepła właściwego:
dcV
cV
dp
p
cV
dT
T
6.17
otrzymuje się
*
T
cV
cV
*
c
T V
T
a T cV
b p
T V cV
cV V b p
*
AS
T0
m cV
T
pV
m cV
6.18
102
Model Otisa z uwzględnieniem procesów wymiany ciepła opisują więc równania:
10 6 p V
z m RG T
6.19
*
V
*
*
T
T0
T
V
V dt
6.20
*
pV
m cV
T V cV
cV V b p
cV
cV
T cV
T
aT cV
b p
6.21
*
T
T
T dt
*
p
a * V
T
b
bV
p
p
6.22
*
6.23
*
p dt
6.24
Do oceny termicznej akumulatorów można posłużyć się stałą czasową procesów
termicznych, dla których funkcja przejścia odpowiada z dobrym przybliżeniem
elementowi inercyjnemu pierwszego rzędu, równanie 6.21 i rys.6.5:
m cV
AS
m cV
GW
Rys.6.5. Zmiana ciśnienia przy szybkim ładowaniu akumulatora
6.25
103
Stała czasowa zależy od: wstępnego ciśnienia gazu, konstrukcji akumulatora, jego
wielkości, wobec czego najlepiej określać ją doświadczalnie, rys.6.6[44]. Dla badanego
akumulatora o objętości użytecznej V0=50 [dm3] i wstępnym ciśnieniu gazu p0=9
[MPa] stała czasowa wyniosła: =49 [s].
Rys.6.6. Stała czasowa procesów termicznych w akumulatorach pęcherzowych
Na rys.6.7 pokazano cykl pracy akumulatora z sumarycznym czasem ładowania i
postoju 10 [s]. Z uwagi na to, że czas ten jest kilkakrotnie mniejszy od stałej czasowej
=49 [s], zatem charakteryzuje on proces, w którym występują małe straty ciepła i tym
samym jest realizowany z wysoką sprawnością. Najmniejszą sprawność otrzymuje się
gdy czas cyklu jest wielokrotnością termicznej stałej czasowej.
Podczas ładowania gaz znacznie rozgrzewa się. Przyrost temperatury oznacza
straty objętości użytecznej oraz wpływa na trwałość ścianek pęcherza oddzielającego
gaz od oleju, lub uszczelnień w akumulatorach tłokowych. Istotny jest również przy
współpracy małych akumulatorów z pompami o dużej wydajności.
Sprawność zależy również od stosunku ciśnień oraz czasu postoju po ładowaniu i
rozładowaniu akumulatora w danym cyklu pracy, rys.6.8 [35]. Podczas postoju po
ładowaniu występuje spadek ciśnienia w wyniku ochłodzenia się gazu. Im czas ten jest
dłuższy tym sprawność akumulatora niższa.
104
Rys.6.7. Cykl pracy akumulatora
Rys.6.8. Sprawność odzysku energii w akumulatorze hydropneumatycznym przy jednorazowym
ładowaniu i rozładowaniu
105
Przebieg sprawności akumulatora w zależności od strumienia oleju
rozładowującego i czasu względnego ładowania przedstawia rys.6.9, pozwalając
oszacować czy poniesione nakłady usprawiedliwiają zastosowanie akumulatora dla
oczekiwanej oszczędności energii. Wielkość natężenia rozładowania wpływa
nieznacznie na sprawność. Podstawowe znaczenie ma czas zachodzących przemian. W
cyklu pracy zbliżonym do przemian izotermicznych sprawność może spaść nawet do
wartości 0.5.
Rys.6.9. Sprawność cyklu pracy akumulatora
Przeprowadzone badania pozwoliły na wstępną ocenę sprawności akumulatorów w
hydrobusie. Wykazano, że sprawność ta jest zmienna i silnie zależy od samego cyklu,
wobec czego niezbędna jest symulacja pracy całego układu hydraulicznego ze
sterowaniem dla różnych warunków ruchu miejskiego.
106
7. MODEL NAPĘDU HYDROSTATYCZNEGO
W hydrostatycznym układzie napędowym, którego prototyp umieszczono w
autobusie miejskim, rys.7.1, zadaniem przekładni hydrostatycznej jest zrównoważenie
mocy chwilowej wynikającej z prędkości jazdy mocą maszyny hydrostatycznej
zamontowanej na moście napędowym. W przeciwieństwie do stopniowej skrzyni
biegów występuje tu ciągłe dopasowanie przełożenia w „skrzyni bezstopniowej” do
warunków ruchu. Ponadto w pełni odwracalna jednostka hydrostatyczna umożliwia
wraz z akumulatorami odzysk energii kinetycznej pojazdu podczas hamowania. Moc
napędu istniejąca do dyspozycji przy naładowanym akumulatorze zabezpiecza
krótkotrwałe zapotrzebowania szczytowe. Dodatkowo przez pracę w optymalnym
obszarze charakterystyki silnika uzyskuje się jakościową i ilościową redukcję spalin,
oraz zwiększenie jego trwałości przez utrzymywanie stałej mocy przy średnich
obrotach.
Rys.7.1. Napęd hydrobusu
Całkowite rozdzielenie prędkości kątowych: 1 - jednostki pierwotnej (pompy) i 2
- jednostki wtórnej (silnika) pozwala na oddzielną optymalizację pracy zarówno silnika
spalinowego, pompy jak i silnika hydrostatycznego. Ponadto uzyskuje się wyższą
sprawność napędu i mniejszą moc chłodzenia w porównaniu z konwencjonalną
przekładnią hydrostatyczną. Taki system napędowy pozwala na sterowanie, w którym
kierowca realizuje swoje życzenie o prędkości jazdy V
2 przez wartość zadaną dla
regulatora obrotów jednostki wtórnej, tzw. adaptacyjne sterowanie wtórne. Przy
107
odpowiednim doborze tej jednostki można dodatkowo znacznie zwiększyć trwałość
hamulców samochodu.
Z powyższej koncepcji napędu wynika niewielka zmiana obrotów silnika
spalinowego [30,51]. Jak zaproponowano w rozdziale 1, silnik pracuje dwustanowo:
podczas uzupełniania układu hydrostatycznego w energię, ze stałą prędkością
kątową i momentem obrotowym odpowiadającymi maksymalnej sprawności ,
na biegu jałowym, gdy układ hydrostatyczny nie wymaga uzupełniania w energię.
W regulacji obciążenia pompy kąt wychylenia 1 przestawiany jest w zależności od
prędkości 1 silnika spalinowego i ciśnienia p tak, żeby wymagany dla pompy
moment napędowy M1 był mniejszy niż moment maksymalny MS silnika
odpowiadający 1:
p V1 max
2
M1
1
MS
7.1
1 max
Wydajność jednostkową i tym samym wielkość pompy dobiera się z wymaganej
mocy pozornej NE, maksymalnego ciśnienia pmax, maksymalnej prędkości 1max, przy
założeniu tych samych współczynników udziału W1 dla części pierwotnej i wtórnej
układu hydrostatycznego:
V1 max
NE
pmax
1 max
7.2
W1
ze współczynnikiem W1 wg równania:
W1
NE
NS
Fz max Vo
M 1 max ( 1 max )
7.3
1 max
gdzie moc pozorną NE otrzymuje się jako wynik maksymalnej siły napędowej Fzmax i
maksymalnej prędkości Vo pojazdu.
Wielkość jednostki wtórnej wynika bezpośrednio z maksymalnej siły napędowej
Fzmax na kole, maksymalnego ciśnienia pmax, promienia dynamicznego koła rd i
przełożenia przekładni głównej ig:
V2 max
2 Fz max rd
pmax ig
7.4
108
Dalszym kryterium jest maksymalna prędkość kątowa 2max, która zależy od
maksymalnej prędkości pojazdu Vo. Użycie odwracalnej jednostki wtórnej wynika
bezpośrednio z żądania przyjęcia energii rekuperacji do części wysokiego ciśnienia jak
i uzyskania możliwości wpływania na moment hamowania przez zmianę objętości
jednostkowej:
M2
p V2 max
2
2
7.5
2 max
Odwracalność jednostki wtórnej tj. sterowanie kątem wychylenia 2 w obu
kierunkach, wynika z realizacji przy hamowaniu momentu obrotowego przeciwnie
skierowanego względem momentu przy napędzaniu.
Rys.7.2. Warianty pracy w pełni odwracalnej jednostce hydraulicznej
W pełni odwracalnej jednostce hydraulicznej możliwa jest praca w czterech
obszarach, rys.7.2 [54,55]:
*
napęd do przodu
: w I ćwiartce (u góry na prawo),
*
napęd do tyłu
: w III ćwiartce (u dołu na lewo),
*
hamowanie do przodu : w IV ćwiartce (u dołu na prawo),
*
hamowanie do tyłu
: w II ćwiartce (u góry na lewo).
Zadaniem akumulatorów hydropneumatycznych jest zakumulowanie energii w
postaci hydraulicznej. Teoretyczna wartość energii maksymalnej Ekin max pojazdu
poruszającego się z prędkością V o i masie m wynosi:
E kin max
2
m Vo2
7.6
109
gdzie:
- współczynnik mas zredukowanych pojazdu; w obliczeniach przyjęto =1.05.
Wartość tę osiąga się przy przepływie energii od kół bez strat i hamowaniu
przeprowadzonym praktycznie w nieskończenie krótkim czasie. W rzeczywistości
przepływ energii jest obarczony stratami, które zaniedbując powoduje się
przewymiarowanie objętości akumulatora przy jego doborze dla hamowania z
prędkości V o . Przy hamowaniu występują następujące straty:
1. Ea - wynikające z oporów toczenia i powietrza pojazdu, które spowodują w okresie
odłączenia napędu opóźnienie zależne od systemu.
2. Eb - występuje poślizg między kołami a podłożem w zależności od realizowanego
opóźnienia aB.
3. Ec - sprawność mechanizmu różnicowego zależna od obrotów i momentu
obrotowego.
4. Ed - jednostka hydrostatyczna posiada w trybie pracy jako pompa straty
hydrauliczno-mechaniczne oraz wolumetryczne zależne od kąta wychylenia tarczy
oporowej 2, ciśnienia p i prędkości kątowej 2.
5. Ee - przewody między jednostką a akumulatorami dobrane na moc pozorną
napędu hydrostatycznego charakteryzują się oporami przepływu.
6. Ef - przepływ strumienia jak również podgrzewanie się gazu podczas sprężania
prowadzą do strat termodynamicznych przy ładowaniu jak i rozładowaniu
akumulatora.
Rzeczywista wartość energii gromadzonej w akumulatorze wynosi więc:
Eak
Ekin max
Ea
Eb
Ec
Ed
Ee
Ef
7.7
Dla pojazdu o masie m=16000[kg], podczas jazdy ze stałym opóźnieniem
aB=1.3[m/s2], przedstawione powyżej straty wynoszą odpowiednio:
Ekinmax (V=80[km/h])
- Ea (10.4%)
- Eb ( 3.6%)
- Ec ( 2.0%)
- Ed (20.0%)
- Ee ( 5.0%)
- Ef ( 5.0%)
Eak
= 1152.26[Wh]
= 119.83[Wh]
= 37.17[Wh]
= 19.90[Wh]
= 195.07[Wh]
= 39.01[Wh]
= 37.06[Wh]
= 704.22[Wh]
- 100.00%
- 10.38%
3.22%
1.72%
- 16.90%
3.38%
3.21%
- 61.01%
110
Znając wartość energii Eak można określić przybliżoną objętość akumulatora Vak z
równania:
Vak
n 1
K E ak
pw
p2
1 n
n
pw
p1
E ak
1 n
n
7.8
pw
Objętość ta w zależności od akumulowanej energii Eak, maksymalnego ciśnienia
roboczego po max=p2, najniższego ciśnienia roboczego po min=p1 jak również ciśnienia
wstępnego pw gazu, pozwala zgromadzić dostarczaną energię przy zahamowaniu od
każdej prędkości jazdy do postoju, wyrażoną wartością ciśnienia hydrostatycznego:
p0
hm
g
n 1 V0 V 4m
aB
g f
1
p
c X A V0 V
n 1
n
1
n
n 1
p
8 V0 a B pw n
Dla napędu hydrostatycznego z akumulacją energii istnieją jednoznaczne ograniczenia
wobec systemu z siecią o stałym ciśnieniu, a mianowicie:
Jeśli ciśnienie robocze p0 dla zdefiniowanej prędkości jazdy V jest większe niż
wynikające z równania 7.9, nie może zostać zakumulowana energia całkowita Eak
wg równania 7.7 przy hamowaniu z prędkości V do postoju.
Jeśli ciśnienie robocze p0 dla zdefiniowanej prędkości jazdy V jest niższe niż
wynikające z równania 7.9, akumulator nie będzie w pełni naładowany przy
hamowaniu z prędkości V do postoju.
Dobierając akumulator z różnicy mocy: szczytowej oraz średniej dla danego cyklu
przyjmuje się, że będzie on podczas postoju doładowywany, gdyż nie zostanie w pełni
napełniony podczas hamowania. Ponadto nie jest możliwy dobór tej samej pojemności
akumulatora dla różnych cykli ruchu miejskiego, a tym bardziej dla rzeczywistego
ruchu miejskiego o w pełni przypadkowych parametrach energetycznych. Akumulator
dobrany dla wartości uśrednionych będzie pracować przy powyższych ograniczeniach.
Korzyścią instalacji akumulatora w omawianym układzie napędowym jest redukcja
zainstalowanej mocy silnika spalinowego.
Redukcję masy akumulatora można osiągnąć dodatkowo przez:
wykorzystanie akumulatora jako elementu nośnego pojazdu,
wybór innych tworzyw w miejsce stali, szczególnie materiałów włóknistych.
111
Rys.7.3. Schemat blokowy układu sterowania hydrobusu
112
Na rys.7.3 pokazano schemat układu sterowania w hydrobusie, w którym kierowca
realizuje zadanie o prędkości jazdy. Schemat ten powstał w oparciu o modele
przedstawione w rozdziałach: 4, 5 i 6 oraz związki zachodzące między pojazdem i
otoczeniem. Całość opisuje układ równań różniczkowych, którego rząd sięga wartości
dwudziestu kilku, zależnie od stopnia uproszczenia. Świadczy to o złożoności
zagadnień i ewentualnych trudnościach przy uruchomieniu.
Dla opracowania sygnałów miarodajne są dane o wartościach parametrów w
poszczególnych obwodach regulacji i ich stałe czasowe. W regulacji rzeczywistej,
niezbędna jest ponadto znajomość przebiegu funkcji sprawności poszczególnych
podzespołów układu hydraulicznego, a przede wszystkim jednostek hydrostatycznych
w zależności od takich parametrów jak: przyrost ciśnienia p, prędkość kątowa i oraz
kąt tarczy oporowej i .
Zadaniem głównym dla obliczeń procesu sterowania jest znalezienie właściwych
ustawień w podzespołach hydraulicznych oraz w silniku spalinowym dla realizacji
poszczególnych sprawności, przy czym optymalizowany jest także wynik sprawności
sumarycznej. Szczególne znaczenie w obliczeniach ma kontrolowanie zachowania się
bilansu mocy, gdyż w każdym punkcie pracy należy zapewnić, żeby moc wymagana od
jednostki wtórnej nie była większa niż moc dostarczana z silnika spalinowego i
akumulatora, z uwzględnieniem strat występujących w układzie hydraulicznym.
Wydzielonymi zadaniami dla podukładów jest sterowanie, w przypadku:
silnika spalinowego - prędkością kątową 1 odpowiadającej za ekologię i ekonomię
napędu,
pompy - kątem wychylenia tarczy 1 dla utrzymania stałej wartości ciśnienia
roboczego w układzie hydraulicznym,
jednostki wtórnej - prędkością kątową 2 sprzężonej kinematycznie z prędkością
pojazdu.
Struktura tych podukładów, własności i ograniczenia jest treścią niniejszej monografii.
Ich realizację praktyczną przedstawiono w rozdziałach: 1i 8 oraz poniżej, rys.7.4.
Układ sterowania w hydrobusie złożony jest z dwóch niezależnych sterowników:
1. Analogowego, zbudowanego w oparciu o moduły elektroniczne firmy Rexroth.
Pełni on rolę układu awaryjnego.
2. Mikroprocesorowego, zrealizowanego w oparciu o sterownik firmy PEP Modular
Computers. Wyposażony jest w procesor Motorola 68302FC20, 1MB EPROM, 512
kB DRAM, zegar czasu rzeczywistego, port RS 232 do komunikacji z terminalem
oraz port PROFIBUS do pracy w sieci. Sterownik pracuje pod systemem czasu
rzeczywistego OS-9. Całość zasilana jest napięciem 24 V DC z zasilacza ZAS,
który stanowi jednocześnie izolację galwaniczną i filtr przed zakłóceniami
prądowymi w hydrobusie. Rozwiązanie to pozwoliło na dokładne sterowanie
prędkością pojazdu zwłaszcza na postoju, gdy V=0.
Algorytm działania obydwu sterowników jest podobny. Do napisania programu, dla
sterownika mikroprocesorowego, użyto pakietu ISaGraf v.3.21. Zapewnia on
113
możliwość tworzenia programu w języku FBD (Functional Block Diagram) zgodnie z
normą IEC1131-3, a samo programowanie polega na używaniu dostępnych bloków
funkcyjnych i odpowiednim ich łączeniu. Zgodnie z zaproponowaną koncepcją
sterowania, aplikacja składa się z trzech podprogramów: „reg _pr” - regulatora
prędkości jazdy, „reg_cis” - regulatora ciśnienia „reg_obr” - regulatora prędkości
kątowej silnika spalinowego.
Sterowanie analogowe
(Rexroth)
Sygnały
z
czujników
Urządzenia
wykonawcze
Sterowanie podstawowe
(PEP Modular Computers)
Rys.7.4. Schemat blokowy układu sterowania
Po doborze nastaw regulatorów przykładowe przebiegi wybranych sygnałów
przedstawiono na rys.7.5 i 7.6. Wynika z nich, że:
Podczas całego cyklu ładowania prędkość kątowa silnika spalinowego pozostaje
stała, jak założono. Widoczna jest współpraca, zgodna z założeniem, regulatorów:
prędkości kątowej silnika spalinowego oraz wychylenia tarczy oporowej w pompie
podczas ładowania.
Proces realizacji prędkości pojazdu przy ruchu do przodu i tyłu cechuje taka
sama dynamika. Serwomechanizm pracuje zgodnie z przedstawionymi w
monografii założeniami. Hydrobus realizuje podstawowe fazy ruchu.
Obecnie prowadzone są badania drogowe napędu ze sterowaniem
mikroprocesorowym, które pozwolą na pełną weryfikację działania całego układu.
Badania te mogą być rejestrowane w komputerze z jednoczesnym podglądem
wybranych wielkości.
Wstępne wyniki badań wykazały, że istnieje możliwość osiągnięcia oszczędności
paliwa rzędu 8 10% dla przeciętnych warunków ruchu w Łodzi. Układ nie pozwala na
uzyskanie większych oszczędności z uwagi na dobór maszyny hydrostatycznej,
umieszczonej na moście napędowym autobusu, ze względu na moc szczytową i
maksymalną prędkość jazdy. Oszczędność paliwa pochodzi głównie z rekuperacji
energii hamowania.
Wyniki prac były prezentowane na targach krajowych i zagranicznych, gdzie
spotkały się z dużym zainteresowaniem i uzyskały wiele wyróżnień.
Wartości sygnałów w [V]
114
12
1
10
8
6
5
4
2
4
3
2
0
0
100
200
300
400
500
600
700
800
900
1000
1100
c z a s w [s]*2 0
12
8
1
7
10
6
8
5
3
6
2
4
3
4
2
2
1
0
1
Kąt tarczy oporowej w
[stopniach]
Prędkość w [m/s] i prąd w
[mA]
Rys.7.5. Przebieg procesu ładowania akumulatorów w hydrobusie podczas postoju
1 - położenie siłownika w pompie hydrostatycznej, 2 - ciśnienie rzeczywiste, 3 sygnał na pompie paliwa, 4 - sygnał na serwozaworze, 5 - zadana prędkość kątowa
silnika; szybkość próbkowania =20 próbek/s
0
101 201 301 401 501 601 701 801 901 1001 1101 1201 1301 1401 1501
Czas w [s]*50
Rys.7.6. Przykładowy przebieg podstawowych parametrów w układzie regulacji prędkości
pojazdu przy skokowym wymuszeniu 50% pedałem gazu do przodu i tyłu.
1 - prąd sterujący na serwozaworze, 2 - kąt wychylenia tarczy oporowej w silniku
hydrostatycznym, 3 - prędkość pojazdu
1200
115
8. PODSTAWOWE PARAMETRY PODZESPOŁÓW ORAZ
WYMAGANIA PRZY URUCHAMIANIU UKŁADU
HYDRAULICZNEGO
8.1. Dobór silnika hydrostatycznego
Podstawowe parametry pojazdu:
mp = 6700 11500 [kg] - masa pojazdu,
f = 0.015
- współczynnik oporu toczenia,
cx = 0.9
- współczynnik oporu powietrza,
A = 7.4 [m2]
- pole powierzchni czołowej,
ig = 6.194
- przełożenie przekładni głównej,
rd = 0.429 [m]
- promień dynamiczny koła,
=
0.97
- sprawność mostu napędowego,
g
= 1.05
- współczynnik mas zredukowanych pojazdu.
a) Zakładając osiągane przyspieszenie pojazdu a = 0.8 [m/s2] otrzymuje się:
- Opór bezwładności:
Wb
mp a
6700 11500 105
. 0.8
5628 9660 N
- Opór toczenia:
Wt
mp g f
6700 11500 9.81 0.015
985.9 1692.2 N
- Wymagana siła napędowa:
Pn
Wb
Wt
66139
. 11352.2 N
- Przyjmując sprawność silnika hydrostatycznego
moment obrotowy:
M
Pn rd
ig
g
sh
= 0.82 uzyskuje się wymagany
575.9 988.5 Nm
sh
- Dla ciśnienia roboczego p= < 24 30 > [MPa] otrzymuje się chłonność jednostkową
Vg
20 M
p
120.5 258.6 cm3
116
Uwzględniając powyższą wartość oraz potrzebę ciągłej zmiany prędkości pojazdu wybrano jednostkę hydrostatyczną A4VSG 250 o maksymalnej chłonności V g = 250[cm3],
rys.1.17.
b) W przypadku ruchu na wzniesieniu otrzymuje się:
- maksymalna siła napędowa przy ciśnieniu p = 30 [MPa] wynosi:
Pn
ig
g
sh
rd
Vg
p
20
6194
.
0.97 0.82 250 300
0.429
20
13715 N
- zaniedbując zmianę oporu toczenia przy ruchu po wzniesieniu oraz przyjmując minimalne przyspieszenie a = 0.3 [m/s2] otrzymuje się pochylenie:
Wb
a mp
0.3 6700 11500 105
.
Pn
p
Wt
mp
Wb
2110.5 3622.5 N
15 7 %
Wartość pochylenia p = 7% można uznać za wystarczającą w ruchu miejskim.
8.2. Dobór akumulatorów energii
a) ciśnienie robocze w układzie hydraulicznym:
dla Vg = 250 [cm3] oraz pochylenia drogi p = 3% otrzymuje się:
- opór wzniesienia:
Ww
m p g sin
6700 11500 9.81 0.03 19718
. 3384.4 N
- wymagana siła napędowa: Pn
Wt
Ww
2957.7 5076.6 N
- wymagany moment obrotowy silnika hydrostatycznego:
M
Pn rd
ig
g
257.5 442.0 N
sh
- minimalna wartość ciśnienia roboczego:
p1 min
20 M
Vg
6.5 111
. MPa
117
Uwzględniając powyższe oraz istniejące akumulatory firmy HYDAC przyjęto p 1 =11
[MPa] oraz wstępne ciśnienie gazu p0 = p1 - 2 = 9 [MPa].
- przyjmując jako pompę roboczą, rys.1.17, jednostkę A4VSG 71 (moc N=60 [kW]
przy =150 [rad/s] i p=35 [MPa] oraz moment obrotowy M=395 [Nm])
współpracującą z silnikiem spalinowym RABA-MAN z prędkością kątową
odpowiadającą jego maksymalnej sprawności M=150 [rad/s] otrzymuje się:
- maksymalną wydajność pompy:
Qmax
0.071 1500 106.5 dm3 / min
Vg n M
1775
.
dm3 / s
- maksymalną wartość ciśnienia roboczego:
N 600 t
01
. Qmax
p1 max
60 600 0.88
01
. 106.5
29.7 MPa
Uwzględniając za firmą HYDAC charakterystykę zaworu maksymalnego w akumulatorze przeponowym z p=2 [MPa], można przyjąć maksymalne ciśnienie robocze
p2=p1max+ p=32 [MPa].
c) objętość akumulatorów energii, rys.8.1:
- wymagana prędkość kątowa silnika hydrostatycznego odpowiadająca prędkości
pojazdu V=50 [km/h]:
V ig
V
50 6194
.
1000
0.429 3600
rd
200.5 rad / s
- zakładając liniowy przebieg prędkości autobusu < 0 50 > [km/h] w czasie tp=20 [s]
ze stałym przyspieszeniem otrzymuje się wymaganą objętość oleju:
V
Vg
2
tp
V
2
0.25
20
200.5
2
2
79.8 dm3
- ilość oleju pochodząca z pompy A4VSG 71 przy Qmax=1.775 [dm3/s] to:
Vp
Qmax t p
1775
.
20
355
. dm3
- ilość oleju pochodząca z akumulatora energii:
Va
V Vp
79.8 355
. 44.3 dm3
118
- przyjmując dla uproszczenia przemianę adiabatyczną ( =1.4) podczas rozładowania, wtedy minimalną objętość akumulatora energii określa się z wzoru:
1
Va
Vak
p1
p0
11
44.3
9
1
p1
p2
1
1
11
32
0.714
106.7 dm 3
0.714
Z katalogu firmy HYDAC przyjęto trzy akumulatory wysokociśnieniowe SB330 o
sumarycznej pojemności V0 = 132 [dm3] ( 2x50 [dm3] + 32 [dm3]), rys.1.17.
d) Traktując olej jako ciecz nieściśliwą można uznać, że akumulatory w obwodzie
niskiego ciśnienia muszą być tej samej pojemności co w części wysokociśnieniowej,
by bilans masowy całego układu hydraulicznego mógł być zachowany w dowolnej
chwili czasu. Wynika stąd wybór akumulatorów SB35 o tej samej pojemności
sumarycznej i podobnej konstrukcji, ale o maksymalnym ciśnieniu roboczym
p2=3.5 [MPa]. Minimalne ciśnienie robocze określa wyrażenie:
p1
Va
p2 1 1
1
35
.
0.9 V0
0.714
1
44.3
0.9
132
0.714
19
. MPa
oraz
p0
0.9 p1
0.9 19
. 17
. MPa
Akumulatory podlegają przepisom bezpieczeństwa pracy potwierdzone atestami:
Dozoru Technicznego w Polsce lub TÜV w Niemczech. W hydrobusie zostały
zachowane następujące punkty z przepisów:
1. ciśnienia kontrolowane są przez dwa przetworniki ciśnienie-napięcie typu HM420/450 i HM4-20/50. Kierowca może śledzić ich wartość na wskaźnikach
umieszczonych w tablicy sterowań.
2. każdy zbiornik ciśnieniowy posiada zawór bezpieczeństwa; jego ustawienie jest
zabezpieczone przed zmianą plombą kontrolną. Zawór bezpieczeństwa nie ma
możliwości odcięcia.
3. każdy zbiornik posiada łatwo dostępne urządzenie odcinające. Punkty 2 i 3
zrealizowane są w blokach zabezpieczenia i odcinania typu SA20M12T330
zamocowanych bezpośrednio na każdym zbiorniku.
4. zbiorniki ciśnieniowe posiadają atest nr TÜV.SV.89-850.6.F.90.330 i TÜV.SV.89850.6.F.0,44.35.
119
Zastosowane akumulatory charakteryzują się absolutną szczelnością i bardzo szybkim
zadziałaniem. Azot i ciecz pod ciśnieniem oddzielone są od siebie elastyczną przeponą
wykonaną z elastomerów. Akumulator, rys.8.1, składa się ze stalowego zbiornika (1),
Rys.8.1. Akumulator hydropneumatyczny
króćca łączącego (4), zaworu grzybkowego (5), przepony (2) i zaworu gazowego (3).
Przepona, naprężona wstępnie gazem przez zawór gazowy wypełnia butlę stalową i
zamyka zawór grzybkowy, który uniemożliwia wyjście przepony oraz chroni ją przed
uszkodzeniem. Jeżeli ciśnienie w systemie hydraulicznym przekroczy wstępne
120
ciśnienie gazu, to przez zawór grzybkowy płynie ciecz do akumulatora i spręża azot w
przeponie. Maksymalny stosunek ciśnień wynosi 1:4.
8.3. Dobór zbiornika oleju
W zbiorniku olejowym realizowane są następujące zadania:
1. Przyjęcie zapasu oleju. Zbiornik powinien pomieścić całkowitą ilość medium
potrzebną w systemie, z uwzględnieniem zmiennej objętości zależnej od odbiornika
i cyklu roboczego. W przypadku hydrobusu przyrost objętości oleju w zbiorniku
wynika z cyklów roboczych w akumulatorach. I tak dla akumulatora niskociśnieniowego o parametrach pracy: V0= 132 [dm3], p0= 1.7[MPa], p1 = 1.9 [MPa],
p2 = 3.5 [MPa] otrzymuje się:
dla przemiany adiabatycznej
p 0 V0
p 2 V2 ;
V2
89 .52 [dm 3 ]
V2
V0
dla przemiany izotermicznej
p 0 V0 p 2 V2'
1.4
stąd
V2
42 .48 [dm 3 ]
V2'
76.64 [dm 3 ]
V2'
55.36 [dm 3 ]
Dla akumulatora wysokociśnieniowego i parametrów pracy: V 0 = 132 [dm3],
p0= 9 [MPa], p1 =11 [MPa], p2 = 32 [MPa] otrzymuje się odpowiednio:
V2' 36 .55 [dm 3 ]
V2 52 .75 [dm 3 ]
V2' 95 .45 [dm 3 ]
V2 79 .25 [dm 3 ]
Sumarycznie przyrosty objętości oleju wynoszą:
V
79.25 42.48 12173
.
V'
9545
.
536
.
15081
.
Wartość rzeczywista V zawarta będzie w przedziale <122 151> [dm3], przy czym
z uwagi na charakter pracy układu napędowego w autobusie miejskim, będą to
wartości bliższe przemianie adiabatycznej.
2. Wytrącanie powietrza z cieczy. Oleje mineralne zawierają powietrze w formie
rozpuszczalnej, a jego ilość zależy od ciśnienia i temperatury. Z uwagi na to, że
powietrze powinno być wytrącane w formie pęcherzyków należy zapewnić jak
największą powierzchnię oleju.
3. Osadzanie zanieczyszczeń. Pomimo dostatecznej filtracji olej wraz z wydłużaniem
się okresu eksploatacji nasyca się cząsteczkami zanieczyszczeń lub produktami
121
4.
5.
6.
7.
starzenia, które muszą mieć możliwość osadzania się na dnie zbiornika. Stąd
kształt i rozmieszczenie przewodów: ssania oraz powrotu nie powinny wpływać
wzajemnie na siebie. W przyjętym rozwiązaniu są maksymalnie oddalone, osobno
w komorach ssania i powrotu. W dużych zbiornikach, powyżej 1000 [dm3], lub
przy szczególnie silnych ruchach oleju wstawia się ściany podziałowe; w
omawianym przypadku dwie ściany. Powodują one przestrzenny podział zbiornika
na komory: ssania, środkową i powrotu.
Usuwanie zanieczyszczeń. Zbiornik wyposażono w trzy pokrywy do czyszczenia,
gdyż są trzy komory. Otwory o 200 są na tyle duże, że wszystkie powierzchnie i
naroża w zbiorniku są łatwo dostępne. W najniższym miejscu dna zbiornika umieszczono korek spustowy. Dla czyszczenia i lepszego chłodzenia zbiornik posiada
prześwit nad podłogą autobusu ok. 150 [mm], który umożliwia dobrą cyrkulację
powietrza.
Kontrola poziomu oleju. Zastosowano dwa wskaźniki poziomu oleju: elektryczny
- do ciągłej obserwacji przez kierowcę oraz typu „bagnet” – do kontroli okresowej.
Odpowietrzanie oleju. Do odpowietrzania zbiornika i równoczesnego
oczyszczania zasysanego powietrza służy powietrzny filtr wlewowy o dokładności
filtrowania 10 [ m].
Utrzymanie temperatury oleju w zakresie roboczym 30 50 [OC]. Zastosowano
regulator temperatury oleju załączający dwa wentylatory, umieszczone na chłodnicy
firmy BEHR o następujących parametrach:
moc chłodzenia
11 [kW]
wydajność oleju
50 [dm3/min]
temperatura oleju wejściowego
60 [O C]
temperatura powietrza wejściowego
30 [O C]
ciśnienie robocze
0.4 0.5 [MPa]
Wielkość zbiornika można określić następująco:
Sposób I
Wydajności pompy; normalnie 3 5 Q. W układzie zasilania zastosowano pompę
zębatą G3/26 o wydajności jednostkowej Vg = 25.9 [cm3/obr], połączoną ze źródłem
pierwotnym hydrobusu tj. silnikiem wysokoprężnym RABA-MAN D 2156 HMG4 o
maksymalnej mocy N = 142 [kW] przy n N = 210 [rad/s] oraz maksymalnym
momencie M=696 [Nm] przy n M =150 [rad/s]. Wydajność pompy zasilającej będzie
więc Q=33.7 54.4 [cm3/min]; stąd VQ=3 5 Q = 101 272 [dm3]. Poduszka
powietrza powinna zajmować 10 15% VQ. Całkowita objętość zbiornika będzie
więc VQ’=111 312 [dm3].
122
Sposób II
Dla hydraulicznych układów maszyn samojezdnych zaleca się obliczać pojemność
VQ zbiornika w [dm3] z wyrażenia:
VQ
1.2 1.25
Q
3 5
V
gdzie:
Q - wartość liczbowa łącznej wydajności pomp,
V - objętość siłowników jednostronnego działania; w przypadku hydrobusu –
przyrost objętości w akumulatorach energii.
Należy też uwzględnić 10 15% na przestrzeń powietrzną. Przyjmując: V = 151
[dm3], Q = 54.4 [cm3/min] oraz współczynniki najmniej korzystne, otrzymuje się:
VQ
1.25
54 .4
151 1.15
3
243 dm 3
Na zbiornik oleju przystosowano zbiornik paliwa o wymiarach 550x1260x410[mm]
i pojemności ok. 280 [dm3].
8.4. Dobór oleju
Podstawowym kryterium doboru oleju do hydrostatycznych układów napędowych
jest jego lepkość oraz charakterystyka lepkościowo - temperaturowa. Lepkość oleju
mającego pracować w określonym zakresie temperatur i przy określonym ciśnieniu
roboczym należy dobierać tak, aby suma strat hydraulicznych i objętościowych była jak
najmniejsza. Punktem wyjścia do analizy jest znajomość temperatur granicznych oraz
zakresu temperatur dopuszczalnych w czasie normalnej eksploatacji.
Najkorzystniejsza lepkość eksploatacyjna mieści się w zakresie 16 36 [mm2/s],
rys.8.2 [44], a zakreskowane pole wyznacza obszar optymalny. W górnej części tego
zakresu, 25 36 [mm2/s], występują dobre warunki smarowania łożysk tocznych, dzięki
czemu uzyskuje się odpowiednio dużą trwałość. Przykładowo, smarowanie łożysk
tocznych olejem o lepkości = 36 [mm2/s] zwiększa ok. 2.3-krotnie ich trwałość w
porównaniu z = 10 [mm2/s].
W doborze oleju należy uwzględnić właściwość, że przy wysokich ciśnieniach
lepkość wzrasta, np. dwukrotnie przy 40 [MPa].
Podczas eksploatacji trzeba zwrócić uwagę na to, aby:
Pierwszą wymianę cieczy roboczej dokonać po 300 500 godzinach.
Każde 10 [OC] wzrostu temperatury powyżej 80 [OC] powoduje zmniejszenie
trwałości użytkowej o połowę. Należy unikać takiego wzrostu temperatury.
123
3. w układach o krotności obiegu co najwyżej 1 [dm3/min] oraz przy dobrym
odpowietrzaniu można osiągnąć trwałość użytkową 4000 [godz] odniesioną do
ciśnienia 20 [MPa].
Rys.8.2. Zakresy lepkości eksploatacyjnej olejów
A - warunki arktyczne, W - warunki zimowe w Europie Środkowej, S - warunki letnie
w Europie Środkowej, T - warunki tropikalne lub pomieszczenia z dużym wytwarzaniem ciepła,
U - warunki z nadmiernym wytwarzaniem ciepła.
Zgodnie z wymaganiami DIN 51524 jako ciecze robocze dla przekładni hydrostatycznych wskazane są oleje mineralne o klasie lepkości VG 46, VG 68 wg ISO 3448. Z
dostępnych na rynku krajowym olejów wymagania powyższe spełnia SHELL TELLUS
68 o następujących danych fizyko-chemicznych:
- stopień lepkości
68
- temperatura zapłonu
219 [O C]
- temperatura krzepnięcia
- 30 [O C]
O
- lepkość kinematyczna:
w 40 [ C]
68 [mm2/s]
O
w 100 [ C]
8 [mm2/s]
- wskaźnik lepkości
107
- gęstość przy 15 [O C]
0.876 [kg/dm3].
Olej ten należy do grupy o wysokim wskaźniku lepkości, przeznaczonej specjalnie
do stosowania w hydraulicznych systemach przenoszenia mocy i sterowania, które są
narażone na działanie bardzo wysokich temperatur. Ponadto cechuje go:
- bardzo mała zmiana lepkości względem temperatury,
- wysoka odporność na ścinanie i poprawna praca w pompach o gładziach stal/stal
124
w szerokim zakresie szybkości,
- odporność na korozję.
8.5. FILTROWANIE W UKŁADZIE HYDRAULICZNYM HYDROBUSU
Poniższa tabela przedstawia zalecaną absolutną dokładność filtrowania dla różnych
elementów hydraulicznych [44].
Element hydrauliczny
Pompa zębata
Siłownik
Zawór odcinający
Zawór maksymalny
Zawór dławiący
Pompy tłoczkowe
Pompy łopatkowe
Regulator przepływu
Zawory proporcjonalne
Serwozawory
Serwosiłowniki
Klasa czystości
wg NAS 1638
10
10
10
10
10
9
9
9
9
7
7
Zalecana absolutna
dokładność filtrowania w[ m]
20
20
20
20
20
10
10
10
10
5
5
Serwozawory oraz zawory proporcjonalne są najbardziej wrażliwymi na zanieczyszczenia elementami układu hydraulicznego. Z tego względu wymuszają one ogólną
klasę czystości oleju, a tym samym wymagają odpowiedniej dokładności filtrowania dla
całego układu. Od układów hydraulicznych z serwozaworami i zaworami
proporcjonalnymi wymaga się większej opłacalności ekonomicznej, mniejszej
podatności na zakłócenia, większej trwałości oraz łatwości wykonywania obsługi
technicznej. W związku z tym producenci zaworów oraz użytkownicy układów żądają
dokładniejszego filtrowania cieczy roboczej realizowanego m.in. przez:
- serwozawory z wewnętrznym sterowaniem wstępnym należy bezpośrednio przed
zaworem zabezpieczyć filtrem ciśnieniowym umieszczonym w przewodzie
tłocznym „P” bez zaworu bocznikowego. Nominalna dokładność filtrowania 10
[ m], 10 75 (klasa czystości 5 wg NAS 1638),
- serwozawory z zewnętrznym sterowaniem wstępnym należy bezpośrednio przed
zaworem zabezpieczyć filtrem ciśnieniowym umieszczanym w przewodzie „X”
bez zaworu bocznikowego. Nominalna dokładność filtrowania 10 [ m] (klasa
czystości 5 wg NAS 1638). W takim przypadku zaleca się oczyszczanie oleju w
całym układzie hydraulicznym przez dodatkowy filtr o nominalnej dokładności
filtrowania 10 [ m],
125
-
dopuszczalna różnica ciśnień w filtrach ciśnieniowych nie powinna być większa
niż ciśnienie robocze,
zaleca się stosowanie filtrów ze wskaźnikiem zanieczyszczenia przegrody
filtrującej,
przed uruchomieniem serwozaworu należy przepłukać wszystkie przewody
dopływowe i odpływowe, a ilość oleju znajdująca się w układzie powinna w
procesie płukania przechodzić przez filtr co najmniej 150 300 krotnie. Wynika
stąd orientacyjny czas płukania:
-
t
V
2.5 5
Q
gdzie:
t – czas płukania w [godz]
V – objętość zbiornika w [dm3],
Q – wydajność pompy w [dm3/min].
Dla V = 280 [dm3] i Q = 50 [dm3/min] otrzymuje się czas płukania t = 12.5 25
[godz], przypadający na jeden zawór.
Płukanie układu przeprowadza się ponadto w następujących przypadkach:
- gdy ilość oleju uzupełniającego przekracza 10% pojemności zbiornika,
- po otwarciu przewodów połączeniowych, z dowolnego powodu, czas trwania
procesu płukania powinien wynosić ok. 30 minut.
W obwodzie hydraulicznym hydrobusu zastosowano:
- dwa filtry DF BH/HC zabezpieczające serwozawory,
- dwa filtry DF BH/HC zabezpieczające blok zaworowy,
- filtr FR BN/HC w przewodzie spływowym do zbiornika oleju.
8.6. HYDRAULICZNE ELEMENTY LOGICZNE STERUJĄCE
PRZEPŁYWEM CIECZY
Do sterowania przepływem oleju między pompami, silnikiem hydrostatycznym i
akumulatorami hydropneumatycznymi, rys.1.17, użyto zawory dwudrogowe tzw.
wkłady lub hydrauliczne elementy logiczne, które składają się z: pokrywy 4 z otworami
sterującymi, wkładu złożonego z tulei 1 z powierzchnią przylegania (gniazdem) oraz
grzybka 2, dociskanego sprężyną 3 do gniazda, rys.8.3 [65]. Pod względem konstrukcji
są w zasadzie zaworami zwrotnymi, a jedyna różnica polega na tym, że olej sterujący w
odmienny sposób doprowadzany jest dla zamykania zaworu.
126
Zawór taki może zezwalać na przepływ od przyłącza A do przyłącza B lub
odwrotnie i odpowiednio do impulsu sterującego jest dla danego kierunku otworzony
lub zamknięty. Położenie grzybka zależy jedynie od ciśnień p A, pB i px. Jeżeli na
powierzchni A3 nie działa ciśnienie (połączenie X), to zawór otwiera się dla obu
kierunków przepływu wtedy, gdy siła ciśnienia działająca na odpowiednie
powierzchnie A1 lub A2 jest większa od siły sprężyny. Jeżeli na powierzchni A3 działa
ciśnienie sterowania, to dociska ono grzybek do gniazda, niezależnie od siły sprężyny.
Przez zmianę wykonania pokrywy i otworów sterujących w korpusie istnieje wiele
możliwości dla sterowania, tj. wpływania na układ sił na grzybku. Sterowanie można
realizować od strony: przyłącza A, przyłącza B, przyłącza A i B lub z zewnątrz przez
zawór przełączający. Za pomocą dodatkowych elementów można uzyskać ponadto inne
funkcje jak np. ograniczenie ciśnienia, dławienie lub przez kombinacje kilku
elementów, wielodrogowe układy sterowania.
Rys.8.3. Hydrauliczny element logiczny oraz schemat wg DIN
127
Rys.8.4 przedstawia przykładowo różne układy sterowania [64]. Mają one
następujące właściwości:
a) Jeżeli w układzie zastosowany zostanie zawór wzniosowy do sterowania
grzybkiem to uzyskuje się układ bezprzeciekowy od strony B do A, gdyż na
powierzchniach A2 i A3 występuje jednakowe ciśnienie. Nie ma też przecieków od
B do A, ponieważ grzybek jest w tym miejscu uszczelniony przez gniazdo. Inną
własnością układu jest to, że otwarty zawór można bardzo szybko zamknąć, gdyż
przepływ oleju od B do A przysysa niejako grzybek. Układ ten szczególnie dobrze
nadaje się do bezprzeciekowego uszczelniania i do szybkich procesów zamykania.
Ujemną cechą jest mały wpływ na czas trwania przełączania.
b) W układzie tym przepływ od strony A do B jest wprawdzie zamknięty, ale istnieje
pewien przeciek oleju od A3 do A2, gdyż normalnie nie występują tu jednakowe
ciśnienia. Zaletą tego układu jest możliwość oddziaływania na czasy trwania
procesu przełączania. Wynika to z faktu przesuwania się grzybka razem ze
strumieniem oleju od strony A do B, a przez dyszę można wywierać wpływ na czas
otwierania. Zamykanie musi odbywać się w kierunku przeciwnym do przepływu
oleju, wobec czego przez wmontowanie dyszy do przewodu sterującego dobiera się
czas zamykania.
c) Układ ma tę zaletę, że grzybek może być z obydwu stron utrzymywany w stanie
zamknięcia. Od strony A do B może występować przeciek, natomiast bez przecieku
odcinany jest przepływ oleju od strony B do A.
d) W układzie z zaworem przełączającym przewód X połączony jest przez zawór
przełączający z powierzchnią A3 grzybka. W stanie beznapięciowym grzybek jest
zamknięty z obydwu stron. Gdy rozdzielacz jest wyłączony następuje otworzenie
przepływu od A do B, natomiast przepływ od B do A pozostaje nadal zamknięty.
Układ ten pełni więc funkcję zaworu odcinającego i zwrotnego.
Należy zauważyć, że jeden element logiczny może spełniać działania różnych
zaworów. Odpowiednie sterowanie i połączenia zaworów dwudrogowych wpływają na:
kierunek przepływu, jego wielkość i ciśnienie. Zależnie od tego element pełni funkcję
przesunięcia, wydatku lub ciśnienia. Stwarza to szerokie możliwości zastosowań,
zwłaszcza wtedy gdy zachodzi potrzeba sterowania przepływem oleju o dużym i
różnym natężeniu.
128
Rys.8.4. Warianty sterowania elementu logicznego
W bloku sterującym napędu hybrydowego przewidziano 6 zaworów typu logicznego, w tym dwa sterujące ciśnieniem i cztery sterujące kierunkiem przepływu. Schemat
zespołu zaworów logicznych oraz jego zadania opisano w rozdziale 1, rys.1.17. Układ
połączeń w bloku sterującym pozwala na następujące stany pracy poszczególnych
zaworów oraz układu hydraulicznego w całości:
zawór
stan pracy
postój
12 14 20 22 30
ładowanie
akumulatora
serwo
PG
PH
0
0
0
0
0
0
0
0
1
0
0
0
0
0
0
0
ruch pojazdu
tylko z silnika
R
H
1
1
0
0
0
0
1
1
0
0
+ 0 1
- 0 1
+ 0 1
0
0
- 0 1
napęd
hybrydowy
R
H
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
+ 0 1
- 0 1
+ 0 1
0
0
- 0 1
R– rozpędzanie pojazdu, H– hamowanie pojazdu, PG– pedał gazu, PH– pedał hamulca
129
9. PODSUMOWANIE
Rozwój układów hydraulicznych ukierunkowany jest na wprowadzenie układów
napędowych coraz bardziej przyjaznych dla człowieka i środowiska. Rozwiązania
energooszczędne, umożliwiające bezpieczną pracę maszynami i przy tym chroniące
środowisko naturalne - to cel każdego producenta, jak również wymóg rynku
niejednokrotnie podkreślany unormowaniami formalno-prawnymi.
Oryginalnym rozwiązaniem, spełniającym w znacznym stopniu powyższe
wymagania, jest wśród układów hydraulicznych system adaptacyjnej regulacji wtórnej.
Składa się on z trzech podstawowych podzespołów: pompy i silnika o zmiennych
objętościach geometrycznych oraz akumulatora hydraulicznego. W przekładni tej
ciśnienie zależy od stanu naładowania akumulatora a nie od wartości momentu
obrotowego obciążającego silnik. Zadaniem pompy jest utrzymywanie stałego ciśnienia
w sieci hydraulicznej. Zadanie to wspiera akumulator hydrauliczny, który:
*
„wygładza” uderzenia ciśnienia w układzie przy szybkiej zmianie obciążenia,
*
magazynuje energię hamowania napędu,
*
oddaje energię zmagazynowaną przy jej podwyższonym zapotrzebowaniu.
Wymienione cechy spowodowały, że taki układ zamontowano w autobusie
miejskim, otrzymując pojazd z płynną regulacją przełożenia między silnikiem
spalinowym a kołami, oraz z możliwością rekuperacji energii hamowania. Całkowite
rozdzielenie prędkości kątowych maszyn hydrostatycznych, tj. pompy i silnika,
pozwala na oddzielną optymalizację pracy: silnika spalinowego, pompy oraz silnika
hydraulicznego, wymuszając pracę każdego podzespołu w obszarach z najwyższą
sprawnością. Oddzielna optymalizacja pracy to zamknięte układy sterowania
odpowiednio: prędkości kątowej silnika spalinowego, kąta wychylenia tarczy oporowej
w pompie oraz prędkości kątowej wału silnika hydrostatycznego. Strukturę tych
układów, ich odmiany, własności i parametry dynamiczne poszczególnych elementów
oraz w całości, omówiono w niniejszej monografii. Szczególną uwagę zwrócono na:
zasadę działania, zalety oraz odmiany takiego napędu,
ocenę działania serwomechanizmów w trzech odmianach: położenia, prędkości i
siły,
ocenę dynamiczną napędu z uwzględnieniem stabilności,
model silnika spalinowego ZS z różnymi regulatorami obrotów w pompie paliwa,
model pompy i silnika hydrostatycznego,
model hydropneumatycznych akumulatorów energii,
model systemu sterowania dla całego hydrobusu,
dobór podstawowych parametrów podzespołów oraz wymagania jakie należy
spełnić przy uruchamianiu układu hydraulicznego.
Mam nadzieję, że zgromadzony materiał, poparty własnymi badaniami, pozwoli
czytelnikowi na zastosowanie go do analizy, porównań i opracowań układów
napędowych z adaptacyjnym sterowaniem wtórnym dla różnych zastosowań. Autobus
miejski należy traktować tu jedynie, jako jeden z wielu przykładów obiektu
cechującego się dynamicznym charakterem pracy.
130
LITERATURA
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
8.
9.
10.
11.
12.
13.
14.
15.
16.
17.
18.
B o r k o w s k i W., K o n o p k a S., P r o c h o w s k i L.: Dynamika maszyn
roboczych. WNT, W-wa, 1996.
B r a m o w i c z W., S t e i n d e r W.: Tendencje rozwojowe w układach
hydraulicznych maszyn do robót ziemnych. XI Konferencja Naukowa pt.
„Problemy rozwoju maszyn ziemnych”, Zakopane, styczeń 1998, cz.2, s.57-68.
C i c h y M.: Silniki o działaniu cyklicznym. Skrypty Politechniki Gdańskiej,
1989.
C i c h y M., M a k o w s k i S.: Model silnika o zapłonie samoczynnym z
regulatorem wielozakresowym. PAN Kraków, Badania symulacyjne w technice
samochodowej, Lublin 1995, s.49-54.
D o r e y R.E.: Hydrostatic split power transmissions and their application to the
city bus. University of Bath, 1983.
E g n e r M.: Auslegung distreter linearer Zustandsregler für eletrohydraulische
Stellglieder. o+p „ölhydraulik und pneumatic” 32 (1988), nr.1, s.34-41
ESAM 2000 MANUAL. Measurements Group VISHAY, 1998.
F a l k o w s k i H., H a u s e r G., J a n i s z e w s k i T., J a s k u ł a A.:
Układy wtryskowe silników wysokoprężnych. WKiŁ, W-wa, 1989.
F e u s e r
A.: Auslegung servohydraulischer Vorschubantriebe im
Lageregelkreis unter Berücksichtigung der Servoventilverzögerungen. o+p
„ölhydraulik und pneumatic” 26 (1982), nr.10, s.733-744.
F e u s e r A.: Geregelte, ventilgesteuerte Linear- und Rotationsantriebe. o+p
„ölhydraulik und pneumatic” 32 (1988), nr.5, s.346-354.
F e u s e r A.: Elektrohydraulische Antriebstechnik. o+p „ölhydraulik und
pneumatic” 32 (1988), nr.7, s.511-515.
G a r b a c i k A.: Studium projektowania układów hydraulicznych. Zakład
Narodowy im. Ossolińskich, Kraków, 1997.
G a r b a c i k A. (red. zbiorowa): Kierunki rozwoju napędów i konstrukcji
maszyn roboczych. Fluid Power Net, Kraków 1999.
G d u l a S.J.: Podstawy techniki cieplnej. Politechnika Śląska, Gliwice 1976.
G ö l l n e r E.: Verhalten elektrohydraulischer Geschwindigkeitsregelungen.
o+p „ölhydraulik und pneumatic” 23 (1979), nr.9, s.657-661.
G ö l l n e r E.: Verhalten elektrohydraulischer Geschwindigkeitsregelungen.
o+p „ölhydraulik und pneumatic” 23 (1979), nr.11, s.815-818.
H a r m J.: Optimierung des Energieverbrauchs durch Rexroth-Komponenten.
Rexroth Information Quarterly, Ausgabe 1/1996.
H o f f m a n n W., H e s s e K.: Digitale Simulation des dynamischen
Verhaltens hydraulischer Geräte. o+p „ölhydraulik und pneumatic” 24 (1980),
nr.3, s.159-166.
131
19. Hydrostatische Antriebe mit Sekundärregelung. Der Hydraulik Trainer, Band 6,
Mannesmann Rexroth 1989.
20. Hydrostatisches Getriebe Sekundär-Regelung. Mannesmann Rexroth, RD 92055.
21. J a w o r s k i J.: Matematyczne podstawy metrologii. WNT, W-wa, 1979.
22. J a c o b s M., R o t h J.: Rechnerunterstützte Auslegung und Realisierung von
Regelungskonzepten für elektrohydraulische Antriebe. o+p „ölhydraulik und
pneumatic” 26 (1982), nr.8, s.579-584.
23. K a s p r z y k T., P r o c h o w s k i L.: Obciążenia dynamiczne zawieszeń.
WKiŁ, W-wa, 1990.
24. K o l l e k W., Z a r z y c k i M.: Tendencje rozwojowe hydraulicznych układów
napędowych maszyn roboczych. Problemy Maszyn Roboczych, z.10, vol.10, 1997.
25. K o r d a k R.: Napędy hydrostatyczne do układów o wysokich własnościach
dynamicznych i z odzyskiem energii. VII Warszawskie Seminarium
Hydromechaniki Stosowanej. Politechnika Warszawska, 26-27.10.1988.
26. K o r d a k R.: Napędy hydrostatyczne ze sterowaniem przez zmianę
geometrycznej objętości roboczej silnika w układzie z akumulatorem
hydraulicznym, przeznaczone do obrabiarek. Mannesmann Rexroth, RD03051.
27. K o r m a ń s k i H.: Zastosowanie metod modelowania cyfrowego i optymalizacji
statycznej do doboru przełożeń stopniowej skrzyni biegów autobusu miejskiego.
Praca doktorska, Politechnika Gdańska, 1986.
28. K r a s u c k i J.: Analiza energetyczna wieloźródłowych zespołów napędowych
metodą symulacji cyfrowej. Praca doktorska, Politechnika Warszawska, 1993.
29. M a ń c z a k K., N a h o r s k i Z.: Komputerowa identyfikacja obiektów
dynamicznych. PWN, W-wa, 1980.
30. M a y r A.: Hydrostatische Fahrantriebe. o+p „ölhydraulik und pneumatic” 29
(1985), nr.7, s.516-525.
31. M u r r e n h o f f H., S h i h C.: Analyse elektro-hydraulischer
Drehzahlregelungen für Verstellmotoren am Konstant-Drucknetz. o+p
„ölhydraulik und pneumatic” 26 (1982), nr.5, s.333-339.
32. M u r r e n h o f f H., K u p i e k H.: Elektro-hydraulische Drehzahl- und
Lageregelung für Verstellmotoren am Konstant-Drucknetz. o+p „ölhydraulik und
pneumatic” 26 (1982), nr.12, s.892-900.
33. N e a l T.: Performance estimation for elektrohydraulic control systems. MOOG,
Technical Bulletin nr.126.
34. N i k o l a u s H.: Dynamik sekundärgeregelter Hydroeinheiten am eigeprägten
Drucknetz. o+p „ölhydraulik und pneumatic” 26 (1982), nr.2, s.74-82.
35. N i k o l a u s H.W.: Massnahmen zur Energieeinsparung bei hydrostatischen
Antrieben. 6 Aachener Fluidtechnisches Kolloqium, März 1984, s.179-214.
36. O c h o c k i W.: Wyniki prac nad numerycznie sterowanymi silnikami
wysokoprężnymi. PAN Kraków, KONMOT’94, s.279-289.
37. O s i ń s k i Z.: Teoria drgań. PWN, W-wa, 1980.
132
38. P a w e l s k i Z.: Napęd hybrydowy dla autobusu miejskiego. Wydawnictwo
Politechniki Łódzkiej, 1996.
39. P a w e l s k i Z.: Napęd hydrostatyczny ze sterowaniem przez zmianę chłonności
jednostkowej silnika i z odzyskiem energii. Teka Komisji Naukowo Problemowej
Motoryzacji PAN Kraków, Zeszyt 16, 1998, s.171-180
40. P a w e l s k i Z.: Dynamic model of self-ignition engine equipped with tworange regulator with corrector. IV Konferencja „Układy dynamiczne - teoria i
zastosowania”, Łódź, 8-9.12.1997.
41. P a w e l s k i Z.: Model dynamiczny silnika ZS z regulatorem wielozakresowym.
VI Konferencja „AUTOPROGRES-98”, 5-9.05.1998.
42. P i z o ń A.: Hydrauliczne i elektrohydrauliczne układy sterowania i regulacji.
WNT, Warszawa, 1987.
43. P l ą s k o w s k i A.: Eksperymentalne wyznaczanie własności dynamicznych
obiektów regulacji. WNT, W-wa, 1966.
44. Projektowanie i konstruowanie układów hydraulicznych. Mannesmann Rexroth,
Vademecum hydrauliki, Tom 3, 1992.
45. Proportional-, Regel- und Servoventile, Elektronik-Komponenten und -Systeme.
Katalog Mannesmann Rexroth, RD 29 003/04.93.
46. R e s n i c k R., H a l l i d a y D.: Fizyka. PWN, W-wa 1980.
47.
R u s t e r h o l t z R.: Verbesserung von Dämpfung und Steifigkeit
hydraulischer Servoantriebe mittels elektronischer Rückführungen. o+p
„ölhydraulik und pneumatic” 24 (1980), nr.2, s.94-101.
48. R y d b e r g K.E.: Teoria ed impiego degli accumulatori idraulicl nelle
transmissioni idrostatische per veicoli. Fluid - apparecchiature idraulische e
pneumatiche, nr 258, Ottobre 1985, s.57-63.
49. S a n d r i R., H e g g i e W.S.: Heat transfer and energy storage in pneumatic
accumulators. International Symposium Advanced and Hybrid Vehicles,
University of Strathclyde, 17-19 September, 1984, s.83-92.
50. S c h ä f e r K.: Elektrohydraulische Regelsysteme. Hilfsformeln für den
Praktiker zur Abschätzung der statischen und dynamischen Eigenschaften. VIII
Konferenz über Flüßigkeitsmechanismen, Prag, 1-3.11.1977.
51. S c h u l t e A.: Zustandsregelung hydraulischer Schlittenantriebe für
Werkzeugmaschinen und automatische Regleranpassung mit Hilfe adaptiver
Systeme. o+p „ölhydraulik und pneumatic” 26 (1982), nr.7, s.522-526.
52. S c h u l z R.: Simulation hydraulischer Energiespeicher. o+p „ölhydraulik und
pneumatic” 23 (1979), nr 10, s.729-731.
53. S o b o ń K.: Możliwości i własności adaptacyjnego sterowania wtórnego.
Napędy i sterowanie, 2000, nr 5, s.38-40.
54. S p r o c k h o f f V., R o t h J.: Regelungskonzepte für hydrostatische Antriebe
mit Servopumpe. o+p „ölhydraulik und pneumatic” 24 (1980), nr.9, s.661-668.
133
55. S p r o c k h o f f V., J a c o b s M.: Regelung von hydrostatischen
Zylinderantrieben mit Servopumpe bei zeitvarianten Einflussgrössen. o+p
„ölhydraulik und pneumatic” 23 (1979), nr.4, s.284-287.
56. S t r y c z e k S.: Napęd hydrostatyczny.WNT, W-wa, 1984.
57. S z u b e r t M.: Dynamika układu napędowego wciągarki hydraulicznej z
uwzględnieniem oddziaływania silnika wysokoprężnego. Przegląd Mechaniczny,
Nr.1, 1985
58. Technika hydraulicznego sterowania zaworami proporcjonalnymi i serwozaworami. Vademecum Hydrauliki, Tom 2, Mannesmann Rexroth GmbH, 1986.
59. V a u g h a n N.D., D o r e y R.E.: Hydraulic accumulator energy storage in a
city bus. International Conference Integration Engine Transmission Systems,
Bath, 8-9 July, 1986, s.105-116.
60. W a j a n d J.: Silniki o zapłonie samoczynnym. WNT, W-wa, 1988.
61. Was ist Sekundärregelung? Mannesmann Rexroth, RD 09481.
62. Z e h n e r F.: Vorgesteuerte Druckventile. o+p. „ölhydraulik und pneumatic” 32
(1988), nr 6, s.442-446.
63. Praca zbiorowa. Poradnik chłodnictwa. WNT, W-wa 1980.
64. Hydrauliczne elementy logiczne. Sympozjum MANNESMANN-REXROTH pt.:
„Układy i urządzenia hydrauliczne w przemyśle motoryzacyjnym”, Bielsko-Biała,
29.09÷1.10.1987.
65. Technik der 2-Wege-Einbauventile. Der Hydraulik Trainer, Band 4, Mannesmann Rexroth GmbH, 1989.
134
MODELLING AND CALCULATION OF THE POWER
YTANSMISSION SYSTEM OF THE HYDROBUS
Summary
The development of hydraulic systems is focused toward the introduction of human
and environment friendly solutions. Energy economising structures, allowing safety
work of machines and protecting the natural environment - it is the aim of each
producer, as well the requirement of a market stressed by the proper formal-law
regulations.
The original solution of a hydraulic system, which satisfies above requirements, is
the adaptive system with secondary regulation. It consists of three basic subunits:
pump, engine with variable geometric capacity and hydraulic accumulator. The
pressure in this gear depends on a level of accumulator storage, not on a value of
rotational torque acting on an engine. This duty is supported by the hydraulic
accumulator, which smooths the pressure impacts at the moments of rapid change of
charge, stores the braking energy and gives back the stored energy at the moments of
higher demand.
The above mentioned features caused that the such system was fitted to the urban
bus, receiving a vehicle with fluent ratio regulation between an engine and driven
wheels, as well with the possibility of recuperation of braking energy. The total
separation of angular velocities of hydrostatic unit, that is a pump and an engine,
allows for separate optimisation of work of an engine, pump and hydraulic motor,
extorting the work of each subunit in the highest efficiency range. The separate
optimisation of work causes the closed control unit, respectively of rotational speed of
an engine, lean angle of resistance disk in a pump and rotational speed hydrostatic
motor shaft. The structure of these subunits, their versions, properties and dynamic
parameters are presented in this manuscript. The special attention wae paid to the
properties of a servovalve, servomechanisms, modelling and selection of parameters for
the whole control system of a vehicle.
I hope that the presented material, supported by the own investigations, allows the
reader to apply it to the analysis, comparison and design of power transmission systems
with adaptive control with secondary regulations for different machines. The urban bus
should be treated only as one of the principle, which features the dynamic character of
work.

Podobne dokumenty