servoactuatoarelor electrohidraulice

Etapa I - 20.12. 2007

Obiectivul specific al acestei prime faze a proiectului a constat in elaborarea specificatiei de actuator hidrostatic, asa cum

rezulta din chiar titlul etapei: Analiza comparativa actuatori clasici versus actuatori hidrostatici. Elaborarea

specificatiei de actuator hidrostatic. Activitatile componente au fost urmatoarele

Activitatea I.1– Servoactuatori electrohidraulici - avantaje si dezavantaje

Activitatea I.2- Un nou actuator hidraulic pentru aeronave: actuatorul hidrostatic - limite si avantaje

Activitatea I.3 - Elaborarea specificatiei de actuator hidrostatic

si au fost realizate asa cum rezulta din continutul Raportului tehnic inaintat catre Autoritatea Contractanta-CNMP. In

principal, s-au obtinut concluziile privind:

1) arhitectura de principiu a actuatorului

2) asigurarea unei benzi de trecere corespunzatoare, de cel putin 1-3 Hz (in functie de cerintele de dinamica a

zborului)

3) asigurarea robustetii la zgomote si perturbatii

4) achizitia de componente de baza, pompa si motor, prevazuta a se realiza pe parcursul Etapei a 2-a.

In continuare, se selectioneaza detalii reprezentative din Raportul de etapa.

Capitolul introductiv a fost elaborat de catre colectivul de la P4-UCV.

1.2. Necesitatea inlocuirii servoactuatoarelor electrohidraulice cu actuatoare electrohidrostatice la bordul

aeronavelor .................................................................................................................................................................... Arhitectura unui sistem de comanda al suprafetelor aerodinamice ale aeronavei este sintetizata in figura 7. O astfel de arhitectura implica insa si unele dezavantaje:

Prezenta a doua sisteme de putere complementare la bordul aeronavei: sistemul de putere hidraulica si sistemul de putere electrica;

Fiabilitate diminuata a sistemului de actionare a suprafetelor de comanda datorita faptului ca la functionarea sa sunt necesare doua sisteme energetice diferite;

Randament redus al sistemului hidraulic datorita prezentei servovalvei. Functionarea sistemului in regim de putere maxima se face cu un randament sub 67%.

Vulnerabilitatea sistemului de actionare a suprafetelor de comanda ale aeronavei la scoaterea din functiune a sistemului hidraulic. Pentru unele situatii de avarie, cum este oprirea motoarelor a fost prevazuta posibilitatea obtinerii de energie hidraulica prin intermediul unor pompe actionate de motoare electrice. Aceste motoare electrice sunt alimentate de acumulatorii sistemului electric sau de generatrice care la randul lor sunt actionate de curentul de aer. Se rezolva partial problemele sistemului hidraulic. Este asigurata alimentarea cu putere hidraulica in cazurile in care nu mai pot fi actionate pompele principale, dar nu asigura actionarea suprafetelor de comanda in cazul in care sistemul hidraulic nu mai poate realiza alimentarea servovalvei si verinului hidraulic. Au fost de-a lungul timpului catastrofe aviatice in care ruperea conductelor sistemului hidraulic a condus la pierderea lichidului si imposibilitatea actionarii suprafetelor de comanda. Din acest punct de vedere este preferabila utilizarea unui sistem energetic mai putin vulnerabil la deteriorari partiale ale componentelor care asigura transferul de energie. Sistemul de putere electrica este superior la acest capitol sistemului de putere hidraulica;

1

SISTEM DE

PUTERE HIDRAULICA

SUPRAFATA

DE COMANDA

MOTOR

MOTOR

SISTEM DE PUTERE

ELECTRICA

SISTEMUL DE SENZORI AL AERONAVEI

SISTEM ELECTRONIC DE CALCUL

SERVOVALVA ELECTRO

HIDRAULICA

VERIN HIDRAULIC

SERVOVALVA ELECTRO

HIDRAULICA

VERIN HIDRAULIC

TRANSFER DE ENERGIE ÎN SITUATIE DE

AVARIE

Fig. 7. Arhitectura unui sistem de comanda al suprafetelor aerodinamice clasic

Dificultatile tehnologice de fabricatie si intretinere legate de prezenta sistemului hidraulic. Sistemul hidraulic in aceasta varianta are o retea de alimentare distribuita in aproape intreaga aeronava. Sunt necesare deci conducte de lungime mare care sa fie profilate si montate la bordul avionului. Aceste operatii sunt mult mai dificile decat operatiile de pozitionare a cablurilor electrice;

Intretinerea mai dificila a sistemului hidraulic decat a celui electric; Timpul mai mare de indisponibilitate al aeronavei in cazul reparatiilor la sistemul hidraulic decat la cel

electric. Avand in vedere aceste dezavantaje tendinta actuala in domeniul actionarilor de putere la bordul

…………………………………………………………………………………………………

2. UN NOU ACTUATOR HIDRAULIC PENTRU AERONAVE: ACTUATORUL HIDROSTATIC – LIMITE SI AVANTAJE

Capitolul a fost elaborat de catre colectivul de la P4-UCV

......................................................................................................................................................

2.2. Servoactuatoare electrohidrostatice Avantajele servoactuatoarelor electrohidrostatice:

Putere scazuta consumata in modul standby Raspuns rapid la pornire Pot fi usor adaptate pentru alimentari in curent alternativ si in curent continuu Nu sunt sensibile la variatiile de frecventa ale alimentarii de curent alternativ.

..............................................................................................................................................................

2.10 Posibilitati de realizare a servoactuatorului hidrostatic [1]

La bordul avioanelor, pompa era actionata de motoarele avionului si aceasta presupunea existenta unei magistrale hidraulice de lungime mare la bordul avionului. Caderile de presiune pe conducte, precum si pe servovalva fac ca randamentul unei astfel de actionari sa fie foarte redus in unele situatii (aproximativ 30 %), iar dependenta comenzilor de integritatea magistralei hidraulice face ca fiabilitatea si marginea de siguranta a sistemului sa fie reduse considerabil. ................................................................................................................................................................

2

O actionare hidrostatica de uz general este prezentata in figura 22. Pompa cu roti dintate 5 este utilizata pentru compensarea pierderilor de lichid din circuitul pompei principale 6. Pompa 6 este utilizata in circuit inchis, fiind in mod uzual o pompa cu pistonase axiale cu cilindree variabila. Pentru comanda unghiului de inclinare al platoului pompei 6 este utilizata servovalva 9 care este alimentata de la pompa cu roti dintate 5. Servovalva 9 primeste prin servoamplificatorul 11 semnalul de comanda, si comanda cilindrul hidraulic 8 care la randul sau modifica unghiul de inclinare al platoului pompei. Actionarea din figura 22 are mai multe inconveniente care o fac sa nu fie cea mai buna solutie utilizabila la bordul avionului.

Prezenta cilindrului hidraulic cu tija bilaterala presupune un spatiu suplimentar la bordul avionului; Exista doua pompe care deservesc aceeasi actionare, din care una cu pistonase axiale care este mai complicata si

are un cost ridicat. Deoarece se urmareste inlocuirea magistralei hidraulice cu cate un bloc de sine statator la fiecare actuator, aceasta inseamna un numar de 31 de pompe suplimentare pentru o aeronava la care se folosesc actionari ca in figurile 19 si 20;

Servovalva care comanda unghiul de inclinare al pompei are si ea un cost ridicat. Desi debitul vehiculat de servovalva este doar debitul pentru comanda unghiului de inclinare al platoului, deci randamentul actionarii va fi mai ridicat decat cel al actionarii clasice din figura 21, totusi ea reprezinta o complicatie in actionare si o sursa suplimentara de defectiuni.

Fig. 22 Actionare hidrostatica .......................................................................................................................................................

2.13. Concluzii .......................................................................................................................................................... Servoactuatoarele hidrostatice ofera avantajul compactitatii si randamentului ridicat in conditiile in care nu mai utilizeaza sistem hidraulic centralizat. Constructia lor modulara le face usor de exploatat si simplifica intretinerea si reparatia aeronavei. Stadiul cercetarii pe plan mondial in acest domeniu este avansat, ajungandu-se inca din 1997 la testarea in zbor a unor astfel de servoactuatoare. Intre timp s-au obtinut certificatele de echipamente avionabile, astfel incat firma Boeing urmeaza sa utilizeze la bordul avionului B 787 Dreamliner servoactuatoare hidrostatice. Problemele dificile de rezolvat in privinta utilizarii servoactuatoarelor hidrostatice sunt legate in primul rand de realizarea unui sistem energetic de distributie si conversie cu fiabilitate corespunzatoare si in al doilea rand de implementarea unor algoritmi de comanda care sa asigure performante care sa se incadreze in cerintele impuse de actionarile suprafetelor de comanda ale aeronavelor. Prima problema, aceea a unei retele energetice sigure si fiabile la bordul avionului nu face obiectul acestui contract de cercetare. In cadrul etapelor urmatoare ale acestui program se are in vedere realizarea unui servoactuator hidrostatic si implementarea unor legi de comanda performante.

3

Solutia constructiva care se preconizeaza a fi adoptata pentru servoactuatorul hidrostatic este cea propusa de Pastrakuljic in [1], care ofera avantajul simplitatii schemei hidraulice de actionare. Se va utiliza o pompa cu roti dintate, care este compacta, ieftina si fiabila in scopul obtinerii energiei hidraulice. De asemenea se va utiliza un hidroacumulator cu rol de rezervor hidraulic si cu rol de a compensa pierderile de lichid din circuitul principal. Presiunea din hidroacumulator va asigura presiunea necesara in canalizatia de aspiratie a pompei in vederea evitarii cavitatiei. Pentru testele de laborator vizand implementarea legilor de comanda se poate renunta la circuitul de filtrare a lichidului. Tot in vederea testelor de laborator, deoarece in program nu este prevazuta proiectarea si realizarea unui verin hidraulic cu tija unilaterala si arii simetrizate, se poate utiliza un verin cu tija bilaterala. In privinta algoritmului de comanda care urmeaza a fi implementat, acesta urmeaza a fi unul de tip neuro-fuzzy, pentru care o parte membrii echipei proiectului au elaborat deja studii si simulari numerice. Rezultatele obtinute care confirma posibilitatea utilizarii algoritmilor neuro-fuzzy pentru aceasta aplicatie.

2.14. Bibliografie

1. Pastrakuljic, V., Design and modeling of a new electrohydraulic actuator. Teza de doctorat elaborata la Departamentul de Inginerie Mecanica al Universitatii din Toronto, 1995;

2. Ursu, I., Tecuceanu, G., Ursu, F., Toader, A., - Nonlinear control synthesis for hydrostatic type flight controls electrohydraulic actuators. Conferinta Recent Advances in Aerospace Actuation Systems and Components, 13-15 iunie 2007, Toulouse, Franta;

3. Botten, S., Whitley, C., King, A. – Flight Control Actuation Technology for Next-Generation All-Electric Aircraft. Technology Review Journal – Millenium Issue – Fall/Winter 2000;

4. Maskrey, R.H., Thayer, W.J. –A brief history of electrohydraulic servomechanisms . ASME Journal of Dynamic Systems Measurement and Control, iunie 1978;

5. Chen, J., Dixon, W.E., Wagner, J.R., Dawson, D.M. – Exponential Tracking Control of a Hydraulic Proportional Directional Valve and Cylinder via Integrator Backstepping. ASME International Mechanical Engineering Congress and Expo, 17-22 nov. 2002, New Orleans, Louisiana;

6. Wu, D., Zhang, Q., Reid, J.F., Qiu, H., - Adaptive Control of Electrohydraulic Steering System for Wheel-Type Agricultural Tractors. ASAE Annual International Meeting 18-21 Iulie, 1999, Toronto, Ontario, Canada;

7. Yu, H., Feng, Z., Wang, X., - Nonlinear control for a class of hydraulic servo system. Journal of Zhejiang University SCIENCE 2004 5(11):1413-1417;

8. Navarro, R., -Performance of an Electro-Hydrostatic Actuator on the F-18 Systems Research Aircraft. Raport de cercetare. NASA Dryden Flight Research Center Edwards, California, octombrie 1997;

9. Basile, F., Chiacchio, P., Del Grosso, D., - Implementation of hydraulic servo controllers with only position feedback.

3. TUR DE ORIZONT AL UNOR REALIZARI PE PLAN MONDIAL

Acest capitol a fost elaborat de catre colectivul de la P2-IMSAR

...................................................................................................................................................... Curbele reprezentate arata ca randamentul generatorului hidraulic (pompei) pentru toata gama de puteri folosite in sistemele de avion (aproximativ pana la P = 50 CP) este mai mare decat randamentul generatorului electric. Un avantaj important al dispozitivului hidraulic de actionare este realizarea simpla a transmisiei cu un inalt grad de reductie (cu un raport mare de transmisie), pastrandu-se un randament inalt, precum si posibilitatea comenzii usoare a pozitiilor ansamblului actionat, adica asezarea lui in orice pozitie intermediara intre cele doua extreme. O calitate pretioasa a comenzilor hidraulice este usurinta de comanda a presiunii, a rotatiei, a volumului, a reversului si alte functiuni sau combinatii de functiuni, precum si viteza de reactie a organului executiv la impulsul de comanda al transmitatorului, de care depind precizia si sensibilitatea sistemului. Stabilitatea de functionare a motoarelor hidraulice este mult mai mare decat a electromotoarelor. Stabilitatea turatiei motorului hidraulic la turatie mica depaseste cu mult stabilitatea electromotorului. Prin usurinta exploatarii se intelege usurinta montarii, a controlului si a reparatiei. Executarea tuturor acestor operatii nu trebuie sa necesite demontarea avionului sau a organelor acestuia. Accesul la agregate trebuie sa fie usor si sa necesite cat mai putine eforturi fizice. Dispozitivele hidraulice de actionare satisfac intr-o masura destul de buna toate aceste conditii. Ele lucreaza perfect, pot fi deservite de un personal putin calificat si pot functiona la orice umiditate si orice presiune atmosferica. Pana nu de mult, agregatele hidraulice erau oarecum sensibile la variatiile de temperatura, care provocau modificarea vascozitatii lichidului dand posibilitatea de gripare a pieselor mobile, la dilatari si contractii ale materialului. In ultimul timp insa, aceste

4

dificultati au fost eliminate prin folosirea unor lichide a caror vascozitate ramane practic constanta in limitele necesare de variatie a temperaturii, precum si prin alegerea unor astfel de materiale si a unor astfel de constructii a agregatelor, incat sa excluda posibilitatea griparii pieselor la variatiile teoretice ale temperaturii. Calitatile dispozitivelor hidraulice de actionare sunt, de asemenea: libertatea asezarii axelor si a fusurilor agregatelor actionate, usurinta decuplarii si inversarii miscarii, simplitatea comenzilor, simplitatea asigurarii contra suprasarcinilor si posibilitatea realizarii destul de simple a automatizarii. Schemele si agregatele hidraulice pot fi usor unificate si standardizate, deoarece diversele forte necesare actionarii diferitelor mecanisme pot fi obtinute prin modificarea suprafetei active a pistonului verinului. Confectionarea si deservirea sistemelor hidraulice este destul de simpla. Datorita incompresibilitatii practice a lichidului, transmiterea miscarii in ansamblurile agregatelor se produce lin, fara socuri; la agregatele hidraulice este asigurata o ungere buna a partilor in frecare si astfel este preintampinata uscarea garniturilor. .......................................................................................................................................................................................

Utilizarea transmisiei hidrostatice la servoactuatori nu este lipsita de neajunsuri tehnice. Astfel, in cazul utilizarii unei pompe cu roti dintate, zona de insensibilitate reduce performanta de urmarire. O solutie utilizata este bucla interna de control al vitezei pompei, ca in schema din fig. 6, asa cum procedeaza Pastrakuljic in teza de doctorat prezentata la Universitatea din Ottawa, 1995. Eric Sampson si colaboratorii atrag atentia asupra unei oportunitati mereu neglijata de catre tehnicienii domeniului: solutia sintezei unei legi de control capabile sa reduca eroarea statica de pozitie a actuatorului (International Journal of Fluid Power, vol. 5, 2004). O abordare apropiata este considerata de Habibi si Singh, in acelasi periodic, in anul 2000, nr. 2. Este interesant de notat ca o intreaga Conferinta, Recent Advances in Aerospace Actuation Systems and Components, ce se desfasoara la Toulouse-Franta si ajunsa anul acesta (2007) la a treia editie, acorda o pondere actionarii de tip hidrostatic, mai economica si din ce in ce mai solicitata de catre constructorii de avioane.

Fig. 6 Arhitectura unui servoactuator hidrostatic

zωu

r

- +

bucla externa de

control

motor electric pompa

controlul vitezei pompei

circuit hidrostatic

sarcina mecanica

reactie de viteza interna

In acest proiect se va folosi o pompa cu piston, cu cilindrii asezati axial (fig.7). Din cauza particularitatilor cinematice, precum si din cauza dimensiunilor mici atinse prin montarea cilindrilor paralel cu axa de rotatie, aceste pompe au capatat in aviatie raspandirea cea mai mare in comparatie cu alte tipuri de pompe. Actionarea pompei se realizeaza fie de la motorul de avion, fie de la un electromotor individual. In practica, cea mai mare raspandire au capatat-o sistemele hidraulice cu pompe actionate de motorul avionului. Avantajele acestui sistem de actionare sunt urmatoarele: economia in ce priveste greutatea, deservire simpla, precum si posibilitatea obtinerii puterii necesare pentru actionare. Actionarea pompelor de la motorul de avion care, la prima vedere, pare mai simpla, in practica intampina anumite dificultati. Acestea decurg din faptul ca actionarea de catre motorul avionului conditioneaza o functionare neintrerupta a pompei in tot timpul functionarii motorului (la sol si in zbor), independent de durata operatiilor de lucru, de unde necesitatea existentei unei supape de siguranta in sistem, care sa limiteze cresterea presiunii. O supapa obisnuita de siguranta nu scoate insa pompa de sub sarcina, deoarece toata energia mecanica debitata la aceasta pompa se transforma in caldura, care provoaca o incalzire rapida a lichidului si a pompei, fapt inadmisibil din diferite cauze. In special, incalzirea lichidului in sistemul hidraulic nu este de dorit, deoarece, in acest caz, din cauza scaderii vascozitatii acestuia, se inrautateste etanseitatea imbinarilor. In afara de aceasta, functionarea continua a pompei sub presiune si cresterea temperaturiisunt insotite de o serie de alte fenomene negative, din care uzura extrema a pompei, posibilitatea descompunerii lichidului etc. In proiectul de fata se foloseste un servomotor individual pentru actionarea pompei.

5

Presiunea si controlul variabilei de deplasare a pompei este asigurata de valva proportionala, controlata electric. Valva proportionala determina pozitia discului pendular, (1), prin actionarea pistonului, (4). Curgerea uleiului este functie de pozitia discului pendular. Contra pistonul, (3), este preincarcat prin arcul, (5), care este presurizat continuu prin pompa de presiune. Cand pompa nu lucreaza, sistemul este depresurizat, iar discul pendular este tinut de arcul, (5), in pozitia de +100%.

Fig. 7 Schema unei pompe cu piston [7]

Cand pompa lucreaza si solenoidul proportional, (8), este descarcat, sistemul are presiunea zero, pana cand arcul, (10), impinge valva, (9), intr-o pozitie neutra, iar presiunea, p, a pompei este aplicata pentru actionarea pistonului, (4), prin valva port, A. Valva proportionala este controlata de un sistem electronic dgital, (11), integrat in valva. Aceasta bucla de control inchisa controleaza toate semnalele cerute pentru operarea deplasarilor variabile ale pompei. Controlul electronic primeste valoarea comandata a presiunii ca si valoarea tensiunii maxime ce trece prin magistrala CAN. Traductorul de presiune este montat pe portul, P, al pompei si este conectat la componenta, (13). O alta varianta este aceea de a folosi un traductor de presiune extern conectat prin fisa centrala, (12). Un traductor de pozitie cu circuit integrat, (7), montat pe pompa achizitioneaza valoarea unghiulara actuala, valoare ce este procesata prin intermediul amplificatorului si comparata cu valoarea selectata. Valoarea minima data de generator ne arata ca numai acel controler este activ care stabileste punctul de lucru dorit. Numai una din valorile sistemului (presiune, unghi pivotant, tensiune) este corectata, celelalte doua sunt sub valorile comandate date. Semnalul de iesire a valorii minime a generatorului, devine valoare comandata pentru bucla de control inchisa. Valoarea actuala a pozitiei valvei (sertarului cilindrului) este achizitionata de la traductorul de pozitie, (6). Valoarea de iesire a controlerului de pozitie al valvei determina curentul prin valva proportionala, (8), prin iesirea etajului de amplificare. Imediat ce punctul de lucru este atins, bobina, (9), a valvei proportionale este mentinuta in pozitia centrala.

Pentru o eficienta maxima si folosire indelungata, vascozitatea fluidului hidraulic (pentru temperatura de lucru) trebuie sa fie intre 16 si 36 mm2/s, depinzand de temperatura din circuit (circuit inchis sau deschis). O alegere corecta a fluidului hidraulic depinde de cunoasterea temperaturii de lucru in corelare cu temperatura mediului ambiant. La circuit cu bucla inchisa trebuie cunoscuta temperatura din circuit, iar pentru circuit in bucla deschisa trebuie sa se cunopasca temperatura din rezervor. In fig. 8 se prezinta vascozitatea fluidului hidraulic in functie de temperatura.

6

Fig. 8 Vascozitatea fluidului hidraulic fata de temperatura [7]

Controlul electric al pompei este reprezentat in fig. 9. Folosind un solenoid proportional sau valva proportionala se poate controla continuu deplasarea in concordanta cu semnalul electric. Controlul elctric prin comutarea solenoidului sau al electrovalvei permit setarea valorilor deplasarii de la Vgmax la Vgmin.

7

................................................................................................................................................................................

Fig. 9 Control electric al pompei [7]

Nu exista restrictii speciale in ce priveste alegerea raportului intre cursa pistonului si diametrul acestuia pentru verinul hidraulic. Verinul care lucreaza numai la intindere poate avea un raport mai mare intre cursa si diametru, insa dificultatile de fabricatie limiteaza practic acest raport la 10-12. Uneori este nevoie ca verinele sa dezvolte eforturi egale sau sa consume o cantitate egala de lichid la miscarea in ambele sensuri. Pentru aceasta, verinele pot fi inzestrate cu tije false de acelasi diametru cu tijele de forta ale pistoanelor. Tija falsa, insa, necesita introducerea unor garnituri de etansare suplimentare, iar executarea si asamblarea tijei pistonului si a tijei false, cu un grad suficient de precizie, prezinta anumite dificultati. O a doua metoda de rezolvare a acestei probleme consta in aceea ca suprafata tijei se face exact de doua ori mai mica decat suprafata pistonului, iar distributia se face astfel incat lichidul, la miscarea de tractiune sa debiteze numai in cavitatea din partea tijei, debitarea lichidului in ambele cavitati producandu-se la miscarea de impingere a pistonului. Aceasta solutie este satisfacatoare in multe cazuri, insa nu putem realiza conditia de a obtine greutatea minima, deoarece diametrul verinului in acest caz va fi mai mare decat in cazul unui verin simplu. In proiectul de fata vom folosi un verin cu actiune dubla si cu tija in ambele sensuri. Schema acestui tip de verin e prezentata in fig. 13.

8

Fig. 13 Verin cu actiune dubla si tija in ambele sensuri [8]

Conditiile tehnice impuse verinelor si componentelor acestora sunt prezentate in continuare. Verinele se executa de obicei, din cilindrii de otel fara cusaturi, la care inainte de prelucrarea mecanica se sudeaza

flanse. In cazul cand se tine in mod deosebit la micsorarea greutatii, se folosesc cilindrii executati din aliaje de aluminiu. Suprafata interioara a verinului se honuieste cu o precizie in limitele 5 - 10 μm.

Pentru verificarea etanseitatii se fac incercari de etansietate a tijei, a garniturilor intre capace si verin si a etanseitatii pistonului in verin. Incercarile se fac cu lichid de lucru la o presiune care depaseste cu 50% presiunea maxima de lucru. La incercari nu trebuie sa apara nici un fel de scurgeri prin etansarile tijei si prin garniturile dintre capace si verin.

In cazul unor garnituri de etansare moi, scurgerea prin etanseitatile pistonului nu trebuie sa depaseasca 1 cm3/min, in cazul presiunii maxime de lucru si cel mult 3 cm3/min, in cazul segmentilor metalici de piston. Controlul se face la pozitia pistonului in care acesta se va gasi pe avion, dupa executarea operatiei respective.

La incercare, trebuie de asemenea controlata frecarea pistonului in verin. Presiunea lichidului pentru deplasarea pistonului in verin nu trebuie sa depaseasca 15% din presiunea de lucru.

Conditia fundamentala impusa la executarea verinelor este asigurarea etanseitatii acestora, insa in acest caz nu trebuie sa existe pierderi mari pentru a invinge frecarea partilor mobile.

Fig. 16 Legatura dintre sarcina si viteza de deplasare a pistonului in celalalt sens [8]

Relatia dintre viteza de deplasare a pistonului si volumul de fluid s-a reprezentat in fig. 17. Daca notam cu D – diametrul gaurii; d – diametrul pistonului; v – viteza de deplasare a pistonului; Q1 – volumul necesar pentru extensie; Q2 – volumul necesar pentru compresie, atunci

10006

42

1 vDQ ⋅π

= ; 1000

6)(4

221 vdDQ ⋅−

π= .

9

Actuatorii hidraulici conventionali folositi in aviatie sunt considerati azi, masivi, cu intretinere ce ridica mari probleme la temperaturi sau presiuni ridicate, ceea ce implica costuri mari.

Fig. 18 Actuator electrohidrostatic folosit de compania Airbus [9]

Fig. 20 Actuator electromecanic folosit de Boeing la sistemul

de franare [10]

Fig. 19 Actuator electromecanic

In ultimii ani, atentia specialistilor s-a focalizat pe actuatorii electrohidrostatici (fig. 18) si actuatori electromecanici. Actuatorii electrohidrostatici folosesc solutia sistemului de distributie hidraulica, in timp ce actuatorii electromecanici inlocuiesc partea hidraulica cu un sistem mecanic compus din sistem cu roti dintate si/sau mecanism cu surub (fig. 19). ..................................................................................................................................................... Exista doua tipuri fundamentale de actuatori electrohidrostatici : controlati prin servovalva electrohidraulica si controlati prin pompa. Primul tip este cel clasic, cu anumite avantaje, printre care constanta de timp scazuta. Dezavantajele specifice acestui tip – risipa energetica, cost ridicat al servovalvei, necesitatea unei magistrale de putere hidraulica. Mecanismul de reglare prin servovalve pentru controlul circuitului de ulei folosit de compania Airbus este un actuator electrohidrostatic reprezentat in fig. 21. Aceiasi companie foloseste pentru sistemul de reglare suplimentara al portantei avionului un actuator electrohidrostatic ce are in constructia sa o pompa controlata de un motor in locul servovalvelor (fig. 22). Dezavantajele actuatorului hidrostatic controlat prin servovalva pot fi contracarate prin noul sistem avut in vedere in cadrul proiectului, adica actuatorul hidrostatic controlat prin pompa. Acesta presupune conectarea directa a verinului la

10

pompa, directia de rotatie a pompei determinand circulatia debitului (un circuit „inchis”) de la pompa la verin si dinspre verin la pompa. Se obtine astfel deplasarea sarcinii, prin adaugarea unei bucle externe, de la pozitia sarcinii - sarcina inertiala derivata dintr-un moment de sarniera, in cazul servoactuatorului pentru comenzile de zbor - la motorul electric care actioneaza pompa. O bucla interna, de performanta dinamica, este cea a controlului vitezei pompei, care furnizeaza variabila de control la motor. Problemele de sinteza a controlului in cadrul buclei externe, de pozitie, pentru un astfel de sistem sunt specifice: compensarea zonei de insensibilitate, a erorii stationare de pozitie si, mai ales, cresterea vitezei de raspuns. Solutii ale acestor probleme se determina, in cadrul proiectului, in special prin elaborarea unor legi de control adecvate, de tip clasic (backstepping) sau neconventional (neuro-fuzzy). Aplicatiile vizeaza sistemele de comanda si control aeronautice, dar si domenii mai largi, de la masini unelte la robotica.

In fig. 23 s-a prezentat constructia unui actuator hidrostatic controlat prin pompa, iar in fig. 24 diagrama bloc a controlului acestuia.

Fig. 23 Configuratia unui

actuator hydrostatic

Fig. 24 Diagrama bloc de control a actuatorului hidrostatic

11

Proiectul de fata are ca obiect conceptia, analiza, proiectarea (sinteza) si realizarea unui nou tip de servoactuator hidraulic utilizabil in comenzile de zbor ale aeronavelor. Actuatorii traditionali, cu servovalva electrohidraulica, prezinta, pe langa avantaje specifice, dezavantaje definite de consum energetic ridicat, necesitatea unei magistrale de alimentare cu putere hidraulica, cost ridicat dat in special de componenta servovalva. Noul actuator, utilizabil in special pe avioane usoare, este de tip hidrostatic: verinul hidraulic este conectat direct la pompa (servovalva este astfel substituita), iar directia de rotatie a pompei determina circulatia debitului (un circuit „inchis”) de la pompa la verin si dinspre verin la pompa, obtinandu-se astfel deplasarea sarcinii.

Modul de lucru al actuatorului hidrostatic este prezentat in continuare: folosind un sistem reversibil motor-pompa, fluidul hidraulic este pompat direct catre piston, ca in diadrama din fig. 25. Pompa este actionata de un motor cu magneti permanenti. Fluidul hidraulic este impins prin intermediul pistonului in ramura conectata catre pompa. Conducta de distributie a fluidului contine mai multe valve pozitionate „spate in spate” si solenoidul ce opereaza inchiderea valvei cu un orificiu de amortizare intern. Cele doua valve „spate in spate” permit transferul lichidului dintr-o parte in alta a cilindrului hidraulic (verin).

Actuatorul electrohidrostatic contine multiple componente in scopul monitorizarii functionarii acestuia. Aceste componente includ diferential variabil liniar, rezolver pentru realizarea feedback-ului pozitiei, traductori de temperatura si presiune.

Din cele prezentate se pot trage concluzii cu privire la avantajele acestui actuator hidrostatic. Pe langa constructia compacta (fig. 26) pe care o are datorita eliminarii magistralei hidraulice si a servovalvelor se remarca si un pret de cost redus.

Fig. 25 Model de actuator electrohidrostatic

Fig. 26 Actuator electrohidrostatic

12

Alte avantajele ale actuatorului electrohidrostatic sunt: forte ridicate si putere mare; instalare in spatiu restrans; control simplu al buclei de control; raspuns dinamic excelent, mai lent, dar mai stabil; momente de inertie reduse; durabilitate ridicata si siguranta in functionare; intretinere usoara. Bibliografie

1. Bastura, T., Dispozitive de actionare si agregate hidraulice, vol 1,2,3. 2. Greissner, C., Control of an Electro-Hydrostatic Actuation System for the Nose Landing Gear of an „All electric

aircraft”, Recent Advances in Aerospace Actuation System and Components, 2004. 3. Janker, P., New actuators for aircraft and spaceapplications, The 10th International Conference on New Actuator,

2006, Germany. 4. Navarro, R., Performance of an Electro-Hydrostatic Actuator on the F-18 System Research Aircraft, NASA/TM-

97-206224. 5. Pastrakulic, V., Design and Modeling of a New Electrohidraulic Actuator, teza de doctorat, 1995. 6. Tavish, M., AER 715. Aircraft Actuators: Flight Control and Hydraulics System, 2005. *** Internet

7. Catalog Boch-Rexroth 8. Catalog SMC Romania SRL

9. Prospect Airbus 10. Prospect Boeing

4. SISTEM DE AUTOMATIZARE INTERACTIV CU ACHIZITII DE DATE PENTRU CONDUCEREA

PROCESELOR TEHNOLOGICE TIP S.A.I.A.D.

Capitolul a fost realizat de catre colectivul de la P3 VTC ................................................................................................................................................ Avantajul utilizarii automatelor programabile deriva din faptul ca ele pot comunica in mai multe tipuri de retea fie

direct fie prin intermediul unor module de comunicatie de retea specializate. Alt avantaj rezulta ca aceste automate programabile pot lucra concomitent pe mai multe retele. Sistemul are urmatoarea structura descentralizata prezentata in fig.1:

Sistemul cuprinde:

- Unitate centrala cu diferite retele de comunicatie - Module intrari / iesiri binare - Module intrari / iesiri analogice - Module numarare rapida - Module speciale - Terminal de comunicatie cu display pentru inscriere - citire valori

parametrii si limite de proces - Sursa stabilizata pentru alimentare traductoare - Sursa pentru alimentare automat - PC + UPS - Imprimanta

13

STRUCTURA GENERALA A SISTEMULUI S.A.I.A.D.

Automat programabil Modul I / Obinare

Modul I / Oanalogic

Modul special

Modul numararerapida

Terminal grafic

S.A.I.A.D.Retele comunicatie

UPS Sursa stabilizata

Sursa 220V/24Vcc

PCImprimanta

fig.1

STRUCTURA MINIMALA S.A.I.A.D.

Sistemul S.A.I.A.D. a fost proiectat si realizat pornind de la o structura minimala modulara ce se poate dezvolta la o structura maximala. Configuratia este prezentata in fig 2 Structura minimala are urmatoarele capabilitati 1. Numar de parametri monitorizati - intrari analogice = 8 2. Numar parametri reglati - iesiri analogice = 4 3. Numar de parametri monitorizati - numarare rapida = 2 4. Numar parametri reglati - numarare rapida = 1 5. Numar intrari / iesiri automatizare proces = 48

Traductoarele de proces se leaga direct la unitatea centrala iar monitorizarea parametrilor se face pe terminalul de comunicatie cu display si pe PC. Tot de la acesta unitate se inscriu valorile limitelor de reglaj precum si coeficientii de scalare.

Acest sistem modular poate avea mai multe retele de comunicatie cum ar fi : CS31, RS232 RTU, Modbus, Arcnet, Profibus, Ethernet.

……………………………………………………………………………………………………. REALIZARE S.A.I.A.D. MULTIAXA Acest sistem este constituit din module S.A.I.A.D. MONOAXA. Fiecare axa este condusa de un automat programabil. Comunicatia cu PC se face prin retea ETHERNET pentru care

trimite informatii despre pozitie si forta si de la care primeste referintele de deplasare in viteza sau pozitie in functie de complianta intre axe si modul de conducere ales.

14

V. MODELAREA MATEMATICA A ACTUATORULUI. CARACTERISTICI DINAMICE PRELIMINARE

Capitolul a fost elaborat de catre colectivul de la CO-INCAS

zϖu dz

- +

Outer loop

control

Electrical

motor Pump

Pump Velocity Control

Hydrostatic Circuit

Mechanical load

Inner-loop motor velocity feed back

Figura 1

Se considera arhitecura modelului fizic al actuatorului electrohidraulic din figura 1. Principala componenta a

actuatorului electrohidraulic este un cilindru cu dublu efect alimentat cu ulei hidraulic de catre o pompa bidirectionala de

capacitate fixa. Transmisia de putere a fluidului este obtinuta printr-un cuplaj rigid intre pompa si cilindru hidraulic, deci nu

este necesara o servovalva electrohidraulica. Un circuit secundar cu acumulator are rolul de preveni cavitatia pompei.

Pompa este actionata de un motor electric de curent aleternativ. Sistemul este inchis deci nu exista contact intre ulei si aer.

Motorul electric este controlat de un amplificator de procesare a semnalului digital, a carui intrare analogica este semnalul

de referinta pentru viteza in domeniul . Pozitia pistonului este controlata prin variatia vitezei motorului electric. V10±

Ecuatiile pistonului actionat de pompa sunt obtinute pe baza faptului ca debitul de intrare si iesire este descris de

componente ce iau in considerare miscarea pistonului, efectele de compresibilitate, scurgerile interne si externe.

( ) ( )[ ]

( ) ( )[ ]

lSVVlSVV

D

D

xSpecCrppepCppipCpDxSV

Bp

xSpecCrppepCppipCpDxSV

Bp

⋅+=⋅+=

⋅+−−−−+ω⋅−⋅−

=

⋅−−−−−−ω⋅⋅+

=

202

101

22221102

2

21121101

1

&

&

Ecuatia de miscare a ansamblului pistonului este de fapt o ecautie de echilibru a fortelor care include si modelulul

LuGre de frecare uscata . fF

( )[ ]

( )fvff

v/xcsc

ff

f

xxfxFeFFF

xxxx

ppSFxfxKm

x

xx

s

⋅σ+⋅+⋅σ=−+

⋅−=

−⋅+−⋅−⋅−=

=

−

021

22

21212

21

2

1

&

&

&

&

Functia de transfer a motorului este urmatoarea

15

( )( )

( )12

21

1

+⋅+⋅

+⋅⋅=

Ω

smTsmT

sITmK

sV

s

Se poate scrie cu usurinta aceasta functie de transfer sub forma ecautiilor de pentru a completa modelul matematic

al actuatorului electrohidraulic.

⎪⎩

⎪⎨⎧

ξ+ξ=ω

=ξ+ξ+ξ

01

01

bb

uaa&

&&&

O analiza preliminara a modelului matematic (1-4) este prezentata in continuare. Punctele de echilibru sunt date de sistemul

( ) 0ˆˆˆ 431 =−+− xxSxK (4)

( ) ( ) 0ˆˆˆˆ 3343 =−−−−− xCpxCxxC ecrepip (5)

( ) ( ) 0ˆˆˆˆ 4343 =−−−−+ xCpxCxxC ecrepip (6)

respectiv

66

ˆ

×

=A

BxA ee (7)

cu

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

−−−−−−

−−=

ecipepip

ipecepipe

CCCCCCCC

SSKA

00

(8)

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡

−−=

rep

repe

pCpCB

0

(9)

Trasformarea de variabila corespunzatoare conduce la forma liniarizata, cu matricea jacobiana in origine avand elementele

10 121615141311 ====== aaaaaa

0/ 262524232221 ==−==−=−= aamSa

mSa

mfamka

( )( ) ( )[ ]33432

10131 ˆˆˆˆ

ˆxCpxCxxC

xSVSBa ecrepip −−−−−+

−=

( )

101

136

101

035

10134

10133

10132

ˆˆ

ˆˆˆ

xSV

bBDa

xSV

bBDa

xSVBC

axSV

BCCCa

xSVBS

a

pp

ipecepip

+=

+=

+=

+

++−=

+−

=

16

( )( ) ( )[ ]43432

10141 ˆˆˆˆ

ˆxCpxCxxC

xSVSBa ecrepip −−−−−

=

( ) ( )

101

146

101

045

10144

10143

10142

ˆˆ

ˆˆˆ

xSVbBD

axSV

BDba

xSVBCC

axSV

BCCa

xSVSBa

pp

ecipepip

−=

−=

−

+−=

−

−=

−=

10 565554535251 ====== aaaaaa

100 666564636261 −=−===== aaaaaa

In acest context s-au efectuat evaluari ale dinamicii sistemului actuatorului considerand ca valori nominale ale parametrilor urmatorul set [1]

Kg20=m total mass of piston and load reffered to piston Ns/m104=f load viscous damping coefficient

N/m1089799=k load spring gradient

4105.7 −×=S m2 piston area 01376.0=l m half of piston stroke

3721 m109525.3 −×== DD VV dead volumes of the

hydraulic lines rad/m106925.1 37−×=pD pump displacement

Pa106 8×=B bulk modulus of oil Pa105 5×=rP minimal pressure of the hydraulic system

rad/Vs55.40;108525.6;100162.1;107803.5 32

25

1=

×=×=×= −−−

m

ImmK

TTT

sPamCec /106893.1 313−×= the external leakage

coefficient of cylinder chambers sPa/m102 313−×=ipC internal leakage coefficient

N/m102 40 ×=σ stiffness coeffecient

Ns/m103 21 ×=σ damping coefficient

Ns/m60=vf viscous friction coefficient m/s1.0=sv Stribeck velocity N120=sF static friction N100=cF Coulomb friction

Echivalarea ecuatiei motorului cu ecuatia de stare s-a facut astfel

( )1

1

22

1

1

++

+=

Ω

TmsTmsTKm

U, 1

11 T

Tmkmb = ,

10 Tm

kmb = , 1

21 Tm

Tma = , 1

01

Tma =

17

…………………………………………………………………………………………………….

S-a considerat o reactie simpla de pozitie si un compensator de tip P pe bucla externa de pozitie.

Figura 2. Raspunsul in frecventa al sistemului actuatorului

Din graficul prezentat in Figura 2, pentru valori nominale prezumtive ale parametrilor, se deduce ca problema

sintezei compensatorului sistemului nu este triviala. Proiectarea acestui compensator va avea ca obiective importante:

2. asigurarea unei benzi de trecere corespunzatoare, de cel putin 1-3 Hz (in functie de cerintele de dinamica a

zborului)

3. asigurarea robustetii la zgomote si perturbatii.

[1] Ursu, I., Tecuceanu, G., Ursu, F., Toader, A., - Nonlinear control synthesis for hydrostatic type flight controls electrohydraulic actuators. Conferinta Recent Advances in Aerospace Actuation Systems and Components, 13-15 iunie 2007, Toulouse, Franta;

6. SPECIFICATIA TEHNICA PENTRU ACTUATORUL HIDROSTATIC Capitolul este realizat de P1 UPB

6.1. Structura actuatorului hidrostatic

Actuatorul hidrostatic care face obiectul prezentei lucrari are in structura sa urmatoarele subansambluri principale: - subansamblul hidraulic;

- subansamblul electric. Subansamblul hidraulic al actuatorului hidrostatic are in structura sa urmatoarele echipamente:

- cilindru hidraulic cu tija bilaterala; - pompa volumica bidirectionala; - bloc hidraulic pentru compensare si protectie; - traductor de pozitie.

Subansamblul electric al actuatorului hidrostatic are in structura sa urmatoarele echipamente: - motor electric cu turatia reglabila;

18

- convertizor de frecventa; - traductor de viteza;

- bloc electronic de calcul. Schema de principiu a actuatorului hidrostatic este prezentata in figura 6.1, iar schema hidraulica a acestuia este prezentata in figura 6.2.

PompaCilindruHidraulic

TraductorPozitie

Traductor

Viteza

ySemnalreferinta

Blocelectronicde calcul

Blocreglareturatie

Motorelectric

Fig.6.1. Schema de principiu a actuatorului hidrostatic

.

1

2

3

5

6

7

4

Fig.6.2. Schema hidraulica a actuatorului hidrostatic

6.2. Caracteristica de forta a actuatorului hidroastatic

Forta dezvoltata de actuatorul hidrostatic este dependenta de valoarea suprafetei active a pistonului cilindruli hidraulic si de valoarea diferentei de presiune dintre camerele acestuia. Cu notatiile din figura 6.3 se pot scrie urmatoarele relatii:

d

D

c/2 c/2

p1 p2

Fig.6.3. Schema de calcul a cilindrului hidraulic

19

pAF p Δ⋅= (1.1)

( )4

22 dDAp−⋅

=π

(1.2)

21 ppp −=Δ (1.3)

unde

- - reprezinta aria utila a pistonului; pA- - reprezinta diferenta de presiune dintre cele doua camere ale cilindrului hidraulic. pΔ

In figura 6.3 este reprezentata variatia fortei pe care o poate dezvolta cilindrul hidraulic in functie de valoarea suprafetei utile a pistonului pentru diferite valori ale diferentei de presiune dintre camerele cilindrului hidraulic.

02468

101214161820

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Ap[cmp]

F[kN

]

p=50 [bar]p=100 [bar]p=150 [bar]p=200 [bar]

6.3. Caracteristica de forta a cilindrului hidraulic

6.3. Caracteristica de viteza a cilindrului hidraulic Viteza de deplasare a tijei cilindrului hidraulic se determina cu relatia:

[ ]smAQV

p/=

(1.4)

unde - Q - reprezinta debitul pompei exprimat in [ ]sm /3 ;

- - reprezinta aria utila a pistonului exprimata in pA [ ]2m . In figura 6.4 este reprezentata variatia vitezei tijei cilindrului hidraulic in functie de debitul de alimentare

al acestuia, pentru diferite valori ale suprafetei utile a pistonului.

20

0102030405060708090

100

0 1 2 3 4 5 6 7 8Q [l/min]

V [m

m/s

]Ap=2 [cmp]Ap=4 [cmp]Ap=6 [cmp]Ap=8 [cmp]Ap=10 [cmp]

6.4. Caracteristica de viteza a cilindrului hidraulic

6.4. Caracteristica teoretica de debit a pompei

Debitul teoretic al pompelor hidraulice volumice se calculeaza cu relatia:

[ ]smnQ ptp /3ϑ⋅= (1.5)

unde - n - reprezinta turatia pompei exprimata in [ ]srot /

pϑ - reprezinta capacitatea pompei exprimata in [ ]rotm /3 In figura 6.5 este reprezentata variatia debitului teoretic al unei pompe volumice in functie de turatia de antrenare, pentru diferite valori ale capacitatii acesteia.

0

2

4

6

8

10

12

14

16

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000n [rot/min]

Q[l/

min

]

Vp=1 [cmc/rot]Vp=2 [cmc/rot]Vp=3 [cmc/rot]Vp=4 [cmc/rot]Vp=5 [cmc/rot]

6.5. Caracteristica de debit a unei pompe volumice

21

........................................................................................................................................ 6.5. Calculul volumelor de lichid tranzitate

Volumul de lichid tranzitat prin cilindru hidraulic se calculeaza cu relatia:

[ ]3mAzV plc ⋅= (1.8) unde

- z - reprezinta deplasarea pistonului exprimata in [m]; Ap – reprezinta aria utila a pistonului exprimata in [m2] .

In figura 1.8 este reprezentata variatia volumului de lichid tranzitat prin cilindru hidraulic in functie de deplasarea pistonului, pentru diferite valori ale ariei utile a acestuia.

020406080

100120140160180200

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200z [mm]

Vlc

[cm

c]

Ap=2 [cmp]Ap=4 [cmp]Ap=6 [cmp]Ap=8 [cmp]Ap=10 [cmp]

a

0

1

2

3

4

5

0 1 2 3 4 5z [mm]

Vlc

[cm

c]


b

Fig.6.8.Volumul de lichid tranzitat prin cilindru. a-caracteristica globala; b- detaliu

22

....................................................................................................................................................................................................

6.8. Calculul rezolutiei actuatorului hidrostatic

O marime importanta a sistemelor hidraulice de actionare o constituie rezolutia acestora. Pentru sistemul hidrostatic studiat in cadrul prezentei lucrari rezolutia poate fi definita ca valoarea unghiului de rotatie al pompei pentru care obtinem o deplasare sesizabila a tijei cilindrului hidraulic. Teoretic volumul de ulei furnizat de pompa este utilizat integral (se neglijeaza scurgerile) de catre cilindru hidraulic.

Din relatiile (6.8) si (6.9) rezulta zAn ppr ⋅=⋅ϑ (10)

Daca notam ϕ cu valoarea unghiului de rotatie a arborelui pompei rezulta

rn⋅= 360ϕ [grade] (11) respectiv

360⋅⋅

=p

p zAϑ

ϕ [grade]. (12)

In figurile 6.10 ... 6.14 sunt prezentate diagramele de variatie ale unghiului de rotatie al arborelui pompei in functie de deplasarea tijei (pistonulu) cilindrului, pentru diferite valori ale ariei utile a acestuia si pentru diferite valori ale capacitatii pompei.

Cpacitatea pompei Vp=1 [cmc/rot]

050

100150200250300350400

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1z [mm]

fi [g

rade

]


a

23

Cpacitatea pompei Vp=1 [cmc/rot]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18 0.2z [mm]

fi [g

rade

]


b

Fig.6.10. Variatia unghiului de rotatie a arborelui pompei in functie de deplasarea tijei cilindrului, pentru capacitatea pompei Vp=1 [cm3/rot]. a- rezolutia 0,1 mm; -b rezolutia 0,02mm

.

Capacitatea pompei Vp=2 [cmc/rot]

020406080

100120140160180200

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1z [mm]

fi [g

rade

]


24

Capacitatea pompei Vp=2 [cmc/rot]

0

5

10

15

20

25

30

35

40

0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18 0.2z [mm]

fi [g

rade


Fig.6.11. Variatia unghiului de rotatie a arborelui pompei in functie de deplasarea tijei cilindrului, pentru capacitatea

pompei Vp=2 [cm3/rot]. a- rezolutia = 0,1 mm; -b rezolutia = 0,02mm .

Capacitarea pompei Vp=3 [cmc/rot]

0

20

40

60

80

100

120

140

160

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1z [mm]

fi [g

rade

]


25


0

5

10

15

20

25

30

0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18 0.2z [mm]

fi [g

rade





0102030405060708090

100

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1z [mm]

fi [g

rade

]


26


02468

101214161820

0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18 0.2z [mm]

fi [g

rade

]





01020304050607080

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1z [mm]

fi [g

rade

]


27


02468

10121416

0 0.02 0.04 0.06 0.08 0.1 0.12 0.14 0.16 0.18 0.2z [mm]

fi [g

rade



pompei Vp=5 [cm3/rot]. a- rezolutia = 0,1 mm; -b rezolutia = 0,02mm

6.9. Determinarea turaţiei pompei în funcţie de viteza tijei cilindrului hidraulic Pentru determinarea corelaţiei dintre turaţia pompei şi viteza tijei cilindrului hidraulic se utilizează legea de conservare scrisă sub forma:

scp qQQ += (1.13) unde

pQ - reprezintă debitul de ulei refulat de pompă;

cQ - reprezintă debitul de ulei consumat de motor (cilindrul hidraulic);

sq - reprezintă debitul de scurgeri. Daca neglijam valoarea debitului de scurgeri, din relatiile (1.4), (1.5) si (1.13) se obţine relaţile:

pp AVn ⋅=⋅ϑ (1.14) respectiv

p

pAVn

ϑ⋅

= [rot/min] (1.15)

Reprezentarea grafică a corelaţiei dintre viteza tijei cilindrului hidraulic şi turaţia pompei pentru diferite valori ale capacităţii acestei este prezentată în figurile 1.15 .... 1.18.

28

Variatia turatiei pompei in functie de viteza tijei cilindrului; Capacitatea pompei =1[cmc/rot]

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

0 20 40 60 80 10

Viteza tijei [mm/s]

Tuta

ria p

ompe

i [ro

t/min

]

0

Ap=2 cmpAp=4 cmpAp=6 cmpAp=8 cmpAp=10 cmp

Fig. 6.15. Corelaţia dintre viteza tijei cilindrului hidraulic şi turaţia pompei pentru diferite valori ale suprafeţei active a

pistonului şi capacitatea pompei 1=pϑ [cm3]

.

Variatia turatiei pompei in functie de viteza tijei cilindrului; Capacitatea pompei =2 [cmc/rot]

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

0 20 40 60 80 10Viteza tijei [mm/s]

Tuta

ria p

ompe

i [ro

t/min

0

] Ap=2 [cmp]Ap=4 [cmp]Ap=6 [cmp]Ap=8 [cmp]Ap=10 [cmp]



..

29


0

500

1000

1500

2000

2500


Tuta

ria p

ompe

i [ro

t/min

0





0200400600800

1000120014001600


Tuta

ria p

ompe

i [ro

t/min

0




30

Date post:	16-Feb-2015
Category:	Documents
Upload:	minciuna-catalin
View:	33 times
Download:	0 times

servoactuatoarelor electrohidraulice

Documents