Zbigniew PAWELSKI

Modelowanie i obliczanie napędu

hydrobusu

Monografie, Łódź 2000

2

3

SPIS TREŚCI

str.

Od autora............................................................................................................... 4

Wykaz ważniejszych oznaczeń............................................................................... 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 podzespo-

łów 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 napędo-

wego 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 miejsco-

wych 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, m2

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, m3/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

Qr - znamionowe natężenie przepływu w serwozaworze, m3/s

pi - ciśnienie, MPa

ps - ciśnienie zasilania układu, MPa

p - ciśnienie robocze, MPa

pd - spadek ciśnienia na skutek przecieku w serwozaworze i siłowniku, MPa

pu - niepewność sygnału wyjściowego w serwomechanizmie ciśnienia, MPa

r1 - promień środka masy ciężarka odpowiadający napięciu wstępnemu, m.

ro - 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

p. - kąt wychylenia tarczy oporowej w pompie, rad

n - kąt fazowy n-tej harmoniki szeregu Fouriera, rad

x - wartość średnia sygnału,

z - zredukowany współczynnik tłumienia lepkiego, Ns/m

- gęstość paliwa, kg/m3

8

n2 - wariancja procesu stochastycznego,

xy2 - funkcja koherencji dwóch sygnałów,

i - prędkość kątowa elementu „i”, rad/s

- przyrost prędkości kątowej, rad/s

L - częstotliwość własna obciążenia, 1/s

V - częstotliwość własna serwozaworu, 1/s

o - podstawowa częstotliwość szeregu, 1/s

p. - 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 hydrokinety-

cznym [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 ekologicz-

nych 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 regulacji do parametrów elektrycznych,

mechanicznych i hydraulicznych.

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: „load-

sensing” 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 pL

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:

LSILS

L

p

p

1

1 1.1

a więc znacznie obniża się przy małych obciążeniach układu pL (krzywa I).

Jeżeli uzyskuje się różnice ciśnień pLS według sterowania II, gdzie stosunek

powierzchni sterujących wynosi k A A2 1 1/ , to sprawność systemu pozostaje

stała niezależnie od obciążenia:

LSIIk

A

A

1 1

2

1.2

16

Wadą tego rozwiązania jest proporcjonalna zależność różnicy ciśnień pLS od

ciśnienia obciążenia pL :

p p k pA

Ap

A A

ALSII L L L1 11

2

2 1

1

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 pmin , a stosunek k powierzchni sterujących dodatkową

różnicę ciśnień zależną od obciążenia:

p p k p pA A

ApLSIII L L1 2 1

1

min min 1.4

17

Sprawność dla tego przypadku jest korzystniejsza niż w rozwiązaniu I i można

określić ją z zależności:

LSIII

L

kp

p

1

min

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 „load-

sensing” 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

pLS , porównywanej z siłą sprężyny zaworu regulującego wydajność pompy. Jak

wynika z rys.1.8 dalszy rozwój to powiązanie różnicy pLS 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 pLS 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

1

1

1max

max

1.6

19

i wymusza na silniku o chłonności jednostkowej q2 prędkość kątową 2:

2 1

1

2

1

1

q

q max

1.7

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 q p2 2 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 :

M p q2 2

2

2

max

max

1.9

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 chłon-

ności, 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 1.10

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,

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 wyszczególnie-

niem 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 ukła-

dów 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 mikroprocesoro-

wy, 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 akumu-

latorów 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 wyko-

nawczy 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 elektrohydra-

uliczny 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 wykonaw-

czy 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 analogo-

wej 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 hydrostaty-

cznej 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 często-

tliwości 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 przetwor-

nikach 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 siłowni-

ku 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 prze-

twornika sygnału wyjściowego. W praktyce wzmocnienie ograniczone jest warunkami

stabilności. W niektórych zastosowaniach stabilność może być czynnikiem nie pozwa-

lającym 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]:

Ldi

dtR R i up p w

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:

TL

R Rs

p

p w

,

KR R

A

Vp w

1.

Tak więc w przypadku sterowania napięciowego zależność między prądem a napię-

ciem 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 Y K 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 [m3/s/MPa0.5],

p - spadek ciśnienia na krawędzi sterującej [MPa]

Zależnie od obciążenia ruch siłownika wymaga ciśnienia pL. Jeśli po jest ciśnie-

niem dostarczanym do układu, to spadek ciśnienia na krawędzi sterującej wynosi:

p p po L 2.4

44

Gdy siłownik jest nie obciążony, czyli pL 0 , wówczas można dysponować

ciśnieniem po 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

i

MPa

mAp

L 2.5

Na podstawie charakterystyki ciśnienia, rys.2.5, można stwierdzić na ile serwoza-

wór 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 dBA

A

Q

i

20log 2.6

Dla czysto jakościowego opisania charakterystyki częstotliwościowej zdefiniowano

parametry częstotliwości przy 3dB i przy 900. Jako f dB3 określa się tę

częstotliwość, przy której sygnał wyjściowy Q zmniejszył się o 3dB co odpowiada

A AQ i/ .0 707 , czyli zmniejszenie amplitudy wielkości wyjściowej wynosi 30%.

Częstotliwość f 900 opisuje ten punkt charakterystyki fazowej, w którym sygnał

wyjściowy jest opóźniony fazowo o 900 w stosunku do sygnału wejściowego.

Dla serwozaworu 4WS2EM10 częstotliwości przy 3dB i przy 900 zależą od:

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

i

m s

mAQ

3 / 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:

KK K K

AVX

x PI Q 2.8

gdzie:

KPI - 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 [m2].

Stała czasowa T układu jest odwrotnie proporcjonalna do współczynnika wzmo-

cnienia KVX. Stąd im większe wzmocnienie tym szybszy jest układ.

TKVX

1 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 V KVX005. /max 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 do-

bierać 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:

K K dVX V kryt L L2 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 X X dtE A

0

2.12

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

02 09. .dL wartości optymalne ITAE wypadają dla

025 035. / .KVX L. Wynika stąd reguła 1:

KV opt L1 3/ 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 kryt i krytycznego wzmocnienia KV kryt , zależnego od

częstotliwości własnej obydwu części układu, tj. V

częstotliwości własnej

serwozaworu i L

częstotliwości własnej siłownika. Wartość częstotliwości

krytycznej kryt jest zawsze mniejsza od mniejszej spośród obydwu wartości V

i

L. Pomijając współczynniki tłumienia otrzymuje się regułę 2:

krytV L

V L

2.14

Częstotliwość własną L

układu siłownika dwustronnego działania z tłoczyskiem

dwustronnym określa wzór:

L R sE A V m2 2 / ( ) 2.15

gdzie:

E - moduł sprężystości oleju (1.4 109 ) [kg/m*s2],

AR - powierzchnia pierścienia tłoka [m2]; w obliczeniach uproszczonych

A AR ,

m - masa zespołu tłoczyska [kg],

Vs - całkowita objętość użyteczna oleju [m3], określona z wzoru:

V A H Vs R LR/ 2 2.16

gdzie:

H - skok siłownika [m],

VLR - objętość oleju w przewodzie doprowadzającym od serwozaworu [m3].

Wartość częstotliwości drgań własnych ma swoje minimum w położeniu

środkowym tłoka siłownika.

Optymalne wzmocnienie układu określa reguła 3:

KV opt kryt

1

3 2.17

Duża dokładność położenia i sztywność obciążenia układu wymagają możliwie

dużego wzmocnienia w układzie sterowania elektronicznego KPI. 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:

F

XA

K

K

d VX

pQ

2 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:

F

XK

A p

Q A

d

VX

o

r

20/

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:

Xi

K K

K i

A K

Q A

Ku

r

x PI

Q r

VX

r

VX

01

10 10

. / 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 za-

dany 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:

XK

eK

AV

K K

V

Kf

x x PI Q VX

1 1 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 tK 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

K dVX L L (prawidłowy współczynnik tłumienia do 0.5). Ponieważ trudno jest

ocenić dL, wartość 0.1 jest zwykle adekwatną dla oceny:

KVX Lmax.01 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 Vmax.0 4 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:

KK K K

AVV

V I Q 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 KI Q

.

/ .

Stąd odpowiedni uchyb prędkości wynosi:

VK

eV

Kf

V VV

1.

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:

KK K K K

AVp

fp PI Q t

'

2 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

pQ

K K K

Q K

A K

K K

A Kpd

fp PI Q

t

Vp

pQ t

Vp

s

' '

2 2 2.27

Podstawiając do powyższego równania wyrażenie na KpQ=0.02 0.05(Q/po)

otrzymuje się:

p

p

Q A K

A p K

d

o

t

s Vp

( / )

( )

'

20 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:

pi

K K

K K i

A K

K A Q A

Ku

fp PI

t Q

Vp

t

Vp

01

10 102

. ( / )( / )' '

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:

pV A

K K K

K

A KVf

fp PI Q

t

Vp

'

2.30

Podstawowym elementem dynamicznym pętli jest serwozawór. Drganiom

obciążenia z L t l tK c m K 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]:

TJ

p q M MR

g

L T

222

'

max

3.1

gdzie:

TR - współczynnik czasu obiektu regulacji [s],

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

jednostkowa w

[cm3/2 rad]

Czas

wychylenia

w [ms]

Masowy moment

bezwładności

w [kgm2]

Wymagane natężenie

przepływu oleju

sterującego w [dm3/60s]

40

71

125

250

500

30

40

50

60

80

0.0049

0.0121

0.0300

0.0959

0.3325

12

16

23

36

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 maso-

wego 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:

t X T Twych op1 , 3.2

65

M t M t

J

L

g

( ) ( )2

2, 3.3

M t M t

JdtL

g

t( ) ( )2

02

1

, 3.4

XM

M

L

2 max

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

V

1

2 3.6

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:

X p q

JT

g

wych

2

2

4

max 3.7

66

z opóźnieniem czasowym powodowanym przez serwozawór:

X p q

JT

T

X Tg

wych

op

wych

2

2

41

2max

3.8

gdzie:

- przyrost prędkości kątowej [rad/s],

q2max - maksymalna chłonność jednostkowa [m3/rad],

p - ciśnienie robocze [MPa],

Jg - zredukowany masowy moment bezwładności [kgm2],

Twych - czas wychylenia [s], definiowany dla zakresu: od 0 do max,

Top - czas opóźnienia [s],

V - częstotliwość własna serwozaworu [Hz],

M2max - maksymalny moment obrotowy na wale silnika [Nm],

ML - moment obrotowy od obciążenia [Nm].

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 - serwo-

silniki prądu stałego, D - serwosilniki prądu trójfazowego, E - silniki prądu trójfazowe-

go 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:

X p q

JT

T

X Tg

wych

L

wych

2

2

41max

3.9

z opóźnieniem czasowym powodowanym przez serwozawór:

X pq

JT

T

X T

T

X Tg

wych

op

wych

L

wych

2

2

41

2max

3.10

gdzie:

TL - czas narastania momentu obciążenia [s],

pozostałe oznaczenia bez zmian.

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 obcią-

żenia 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

V

1

2

1

2 45354. [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

p. 25 25 25 25 MPa

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

(symulacja) 18.4 rad/s

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 przyspie-

szanie 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 irzecz=5000 [impulsów/obrót] z

rozpoznaniem kierunku obrotu, które są przez mikroprocesor porównywane na

liczniku 32-bitowym z zadanymi impulsami wejściowymi izad. 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 opraco-

waniu 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 ukła-

dzie 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:

q f y1( ) przy p = const. 4.1

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 p2 ( ) 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 P76G3u-

9.06/FVR produkcji WSK w Mielcu.

30

0

35

0

40

0

45

0

50

0

55

0

60

0

65

0

70

0

75

0

80

0

85

0

90

0

95

0

10

00

2

4

6

8

10

0

20

40

60

80

100

120

Daw

ka

pa

liw

a w

[m

m3

/wtr

ysk

]

Prędkość obrotowa w [obr/min]

przesunięcie listwy w

[mm]

Charakterystyka pompy P76G3u-9.06/FVR

100-120

80-100

60-80

40-60

20-40

0-20

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]:

G i q ye 28647889 10 9. ( , ) 4.3

gdzie:

Ge - godzinowe zużycie paliwa [kg/h],

i - liczba cylindrów silnika,

- gęstość paliwa [kg/m3],

- prędkość kątowa silnika [rad/s]. Prędkość kątowa p wałka pompy paliwo-

wej zależy liniowo od prędkości kątowej silnika: p pi (ip -przeło-

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.

50

10

0

15

0

20

0

25

0

30

0

35

0

40

0

45

0

50

0

55

0

60

0

65

0

70

0

75

0

600

900

1200

1500

1800

0

1

2

3

4

5

6

7

8

9

10

Zu

życie

pa

liwa

Moment obrotowy

Prędkość

obrotowa

Charakterystyka silnika D2156

9-10

8-9

7-8

6-7

5-6

4-5

3-4

2-3

1-2

0-1

Rys.4.3. Charakterystyki obciążeniowe silnika D2156

77

Charakterystykę zespołu silnik-pompa paliwa, łączącą modele: procesu termodyna-

micznego i układu paliwowego, przedstawiono na rys.4.4[40].

600

800

1000

1200

1400

1600

1800

2000

0

4

8

0

100

200

300

400

500

600

700

800

Mo

men

t o

bro

tow

y [

Nm

]

Prędkość obrotowa [obr/min]

Przesunięcie listwy w

pompie [mm]

Charakterystyka silnika D2156 z pompą P76G3u-9.06

700-800

600-700

500-600

400-500

300-400

200-300

100-200

0-100

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:

Jd

dtM y M ts e L, 4.4

gdzie:

Js - zredukowany do osi wału silnika moment bezwładności, wraz z kołem zamacho-

wym 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]:

md y

dt

dy

dtR sign

dy

dtF y Fz z L s o

2

2

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 oddziaływa-

niem z zewnątrz na układ dźwigniowy regulatora. Konstrukcyjnie przetwornik prędko-

ści, 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

Fo w [N]

Ugięcie wstępne

ho w [mm]

Ugięcie robocze f

w [mm]

Stała sprężyny

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: n1=500[obr/min], n2=700[obr/min],

nAB=1000[obr/min], nAE=1500[obr/min], nV=2000[obr/min] i nOF=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:

m m m m m m z mZ Fred Mfred Hred k st pred2 4.6

W rozpatrywanym przykładzie uzyskano wartość mz=1.207[kg].

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:

Rm

L

Z2 5 2 51207

0838. .

.

.. [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 nśr=250[obr/min]

oraz odchylenie histerezy prędkości obrotowej krzywej regulacji na biegu jałowym

n= 5[obr/min] otrzymuje się:

stopień nieczułości 2 2 5

2500 04

n

nœr

. ,

stopień niejednostajności biegu jałowego

L

L

L Z

R

R mmin

.

. .

. . ..

2 5

38 0 04

38 2 5 120719 4% ,

82

mechaniczną sprawność regulatora 1 10 04

019479 4%

L min

.

.. ,

co potwierdza przyjętą wartość sprawności.

Tłumienie w ruchomych częściach układu regulacji określa zależność:

Fdy

dtR z 10 3

4.8

przy czym współczynnik tłumienia może przyjmować wartość z =1000÷2000 [Ns/m]

[8,42]

Siłę odśrodkową wirujących ciężarków określa zależność:

F m rF p

2 4.9

gdzie:

r - odległość środka masy ciężarka regulatora od jego osi obrotu w [m],

zależna od ugięcia FW sprężyn, rys.4.6:

r r FWo 10 3 4.10

gdzie:

ro - odległość środka masy ciężarka od osi obrotu przy prędkości p

odpowiadającej pracy regulatora na biegu jałowym p.

Dla charakterystyki sprężyn słuszna jest zależność, rys.4.8:

F F c FWs o F 4.11

Między ugięciem FW sprężyn a przesunięciem y2 listwy regulacyjnej zachodzi

zależność, rys.4.6:

yc

d

b

aFW2 4.12

Sygnał sterujący yzad od pedału przyspiesznika wywołuje przesunięcie y1 listwy

regulacyjnej:

y yd c

dzad1 4.13

83

Uwzględniając powyższe zależności 4.8 4.13 w 4.5 otrzymuje się:

10 10 2

1000 05 10

32

2

2

3 2 22

1

2

2

3

md y

dt

dy

dtR sign

dy

dtP c

a

b

d

cy

c r ra

b

d

cm r

a

b

d

cy

a

b

d

c

Z Z L o F

F o F o

( ) (

( ) . ( )

4.14

oraz

y y y1 2 4.15

gdzie:

r1 - odległość środka masy ciężarka od osi obrotu odpowiadająca napięciu wstęp-

nemu 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 Rys.4.12. Charakterystyki przetwornika obrotów

R4V regulatora R4V

Przemyślane wkomponowanie zakresów działania: FW1, FW2 i FW3 poszczegól-

nych 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:

Tabela 4.2

Sprężyna Napięcie wstępne

Fo w [N]

Ugięcie wstępne

ho w [mm]

Ugięcie robocze f

w [mm]

Stała sprężyny

cF w [N/mm]

LF 16.8 2.6 10.5 6.5

MF 0 0 7.6 18.0

IF 0 -7.0 3.5 26.6

a odpowiadające im prędkości charakterystyczne: n1=500[obr/min], n2=700[obr/min],

n3=1400[obr/min] oraz nOR=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:

yc

d

b

aFW y

e

h

d c

dzad2 * * 4.16

gdzie:

e,h - ramiona układu dźwigniowego przyspiesznika VH.

Sygnał sterujący y2 wywołuje przesunięcie y1 listwy regulacyjnej 3:

y yc

c c1 2

2

2 5

* 4.17

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:

10 10 2 2 1000

05 10

3

2

2

2

2

3 2

2

2 2 1 1

2 3

md y

dt

dy

dtc

a

b

d

cy c y

a

b

d

cF c r r

m r FWa

b

d

c

z F o F o

F o. ( * )

oraz

10 10 03

1

2

1

2

3 12 5 1 2 2m

d y

dt

dy

dtc c y c yz 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

86

zespole napędowym pojazdu, np. w hybrydowym układzie napędowym autobusu

miejskiego.

Przebieg parametrów silnika przy trapezowym wymuszeniu pedałem gazu

-100

-50

0

50

100

150

200

250

300

350

400

1 101 201 301 401 501

Czas w [s] * 10

Mo

me

nt

ob

roto

wy w

[N

m]

i p

ręd

ko

ść

ką

tow

a w

[ra

d/s

]

-1

-0,5

0

0,5

1

1,5

2

2,5

3

3,5

4

Prz

esu

nię

cie

lis

twy r

eg

ula

cyjn

ej w

po

mp

ie w

[m

m]

3

12

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

-200

-100

0

100

200

300

400

500

600

700

1 101 201 301 401 501

Czas w [s] * 10

Mo

me

nt

ob

roto

wy w

[N

m]

i p

ręd

ko

ść

ką

tow

a w

[ra

d/s

]

-4

-2

0

2

4

6

8

10

Prz

esu

nię

cie

lis

twy r

eg

ula

cyjn

ej w

po

mp

ie w

[m

m]

2

3

1

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

0

20

40

60

80

100

120

140

160

180

200

1 101 201 301 401 501

Czas w [s] * 10

Prę

dko

ść k

ąto

wa

w [ra

d/s

]

y=10

y=20

y=30

y=40

y=50

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

0

50

100

150

200

250

1 101 201 301 401 501

Czas w [s] * 10

Prę

dko

ść k

ąto

wa

w [ra

d/s

]

y=15

y=20

y=25y=35

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:

J Rq p

yy M M M signH L T hm2 2 2

2

2 21max

max

(| | | |( )) 5.1

gdzie:

RdM

dH

L

2

- obciążenie zależne od prędkości 2,

M T - moment od sił tarcia w silniku i przyłączonym obciążeniu,

M q p2 2 - moment na wale silnika hydrostatycznego,

p p pT0 ,

hm - 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:

p p pA B 0 5.2

i symetrycznej budowie serwozaworu zależność na przepływ oleju jest w postaci:

Q Q Q B x x x xp p

B x x x xp p

A B L V V V V V

L

V V V V V

L

1

2 2

1

2 2

0 0

0

0 0

0

( | |)

( | |)

5.3

gdzie:

p p pL A B,

pp p

pp p

AL

BL0 0

2 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:

pc

Q y A G p dtL

H

L L L

2( ) 5.4

gdzie:

GL - współczynnik przecieków w siłowniku,

Eol

' - moduł ściśliwości oleju,

VOAi VOB

- objętość komory siłownika w środkowym położeniu,

cH - ściśliwość obwodu hydraulicznego; przyjmując, że VOAi VOB

nie zależą

od pozycji tłoczyska a Eol

' jest stałe, otrzymuje się:

91

cV

E

V

EH

OA

ol

OB

ol

' ' 5.5

Ruch siłownika opisuje równanie:

m y d y y c A p F F sign yL a L d T 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).

o

o Q Pq p V K

y A J

2

2 2

max

max max

5.7

Dd

J

L

o2 2

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:

T TK

KV N

D

P

1.

5.9

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 mac1 2/ wynosi w przedstawionym napędzie 3.18*10-3 [s].

Przyjmując, te same założenia jak w regulatorze jednowymiarowym oraz proporcjo-

nalne sprzężenie od przesunięcia (współczynnik Ky), można określić częstość własną

o i współczynnik tłumienia D serwomechanizmu przy regulatorze wielowymiarowym.

Otrzymuje się wtedy:

o

o Q P Q y Lq p V K

y A J

V K d

J A y

2

2 2 2

max

max max max

5.10

D

d

J

V K

A y

L Q y

o

2

2

max 5.11

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 KT s

T sP

V

N

1

1 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:

G s KT s

T sy y

y

y1 5.13

Gdy Ty 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:

p V m R 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:

V C Vrzecz ideal 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 pV zmR TG 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:

cA e

V BT

1

1 6.4

gdzie:

A a a p a p1 2 3

2

B b b p b p1 2 3

2

z C D p E p2 6.5

99

gdzie:

C c c T c T1 2 3

2

D d d T d T1 2 3

2

E e e T e T1 2 3

2

a a a b b b c c c d d d e e e1 2 3 1 2 3 1 2 3 1 2 3 1 2 3, , , , , , , , , , , , , , 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 Q f Vw

* * *

( ) ( ) 6.6

Wychodząc z różniczki entropii

dSS

TdT

S

VdV

V T

6.7

otrzymuje się po przekształceniach:

TG T T

m c

T

m c

p

TVW

V V V

* *( )0 6.8

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:

dzz

pdp

z

TdT 6.10

i stąd:

p b a TV

V

* **

6.11

101

gdzie:

aT z

z

Tb

p z

z

p

1 1 1 1 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 c dT T dcV V 6.14

Przyrost ciepła przewodzonego przez ścianki zbiornika:

dQ A T TS 0 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:

dcc

pdp

c

TdTV

V V 6.17

otrzymuje się

T

cc T

c

T

a T c

b p

T V

c V b

c

p

A

m cT T

p V

m cV

VV V

V

V S

V V

* * *

0 6.18

102

Model Otisa z uwzględnieniem procesów wymiany ciepła opisują więc równania:

10 6 pV zmR TG 6.19

V V V dt*

6.20

TT T p V

m c

T V

c V b

c

p

c

cT c

T

aT

b

c

pV V

V V

VV V

** *

0 6.21

T T T dt*

6.22

pa

bT

V

b V

* **

6.23

p p 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 c

A

m c

G

V

S

V

W

6.25

Rys.6.5. Zmiana ciśnienia przy szybkim ładowaniu akumulatora

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:

Mp V

MS11 1

12

max

max

7.1

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:

VN

p W

E1

1 1

max

max max

7.2

ze współczynnikiem W1 wg równania:

WN

N

F V

M

E

S

z o

1

1 1 1

max

max max max( ) 7.3

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:

VF r

p i

z d

g

2

2max

max

max

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:

Mp V

2

2 2

22

max

max

7.5

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 Vo i masie m wynosi:

E mVkin omax2

2 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 Vo . 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:

E E E E E E E Eak kin a b c d e fmax 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]) = 1152.26[Wh] - 100.00%

- Ea (10.4%) = 119.83[Wh] - 10.38%

- Eb ( 3.6%) = 37.17[Wh] - 3.22%

- Ec ( 2.0%) = 19.90[Wh] - 1.72%

- Ed (20.0%) = 195.07[Wh] - 16.90%

- Ee ( 5.0%) = 39.01[Wh] - 3.38%

- Ef ( 5.0%) = 37.06[Wh] - 3.21%

Eak = 704.22[Wh] - 61.01%

110

Znając wartość energii Eak można określić przybliżoną objętość akumulatora Vak z

równania:

V K En

p

p

p

pp

Eak ak

w

n

nw

n

n

w

ak

1

2

1

1

1 7.8

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:

pn V V m a g f c A V V

V a p

phm g B p X

B wn

n

n

n

n

0

0 0

0

1 1

1 11 4

8

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 Urządzenia

z wykonawcze

czujników

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.

114

0

2

4

6

8

10

12

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200

cz a s w [s]*20

Wa

rto

śc

i s

yg

na

łów

w [

V]

1

5

4

3

2

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

2

4

6

8

10

12

1 101 201 301 401 501 601 701 801 901 1001 1101 1201 1301 1401 1501

Czas w [s]*50

Prę

dk

oś

ć w

[m

/s] i p

rąd

w

[mA

]

0

1

2

3

4

5

6

7

8

Ką

t ta

rczy o

po

row

ej w

[sto

pn

iac

h]

1

23

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

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,

g = 0.97 - sprawność mostu napędowego,

= 1.05 - współczynnik mas zredukowanych pojazdu.

a) Zakładając osiągane przyspieszenie pojazdu a = 0.8 [m/s2] otrzymuje się:

- Opór bezwładności:

W m a Nb p 6700 11500 105 08 5628 9660. .

- Opór toczenia:

W m g f Nt p 6700 11500 981 0015 9859 1692 2. . . .

- Wymagana siła napędowa:

P W W Nn b t 66139 11352 2. .

- Przyjmując sprawność silnika hydrostatycznego sh = 0.82 uzyskuje się wymagany

moment obrotowy:

MP r

iNmn d

g g sh

5759 9885. .

- Dla ciśnienia roboczego p= < 24 30 > [MPa] otrzymuje się chłonność jednostkową

VM

pcmg

201205 258 6 3. .

116

Uwzględniając powyższą wartość oraz potrzebę ciągłej zmiany prędkości pojazdu wy-

brano jednostkę hydrostatyczną A4VSG 250 o maksymalnej chłonności Vg = 250[cm3],

rys.1.17.

b) W przypadku ruchu na wzniesieniu otrzymuje się:

- maksymalna siła napędowa przy ciśnieniu p = 30 [MPa] wynosi:

Pi

r

V pNn

g g sh

d

g

20

6194 097 082

0429

250 300

2013715

. . .

.

- zaniedbując zmianę oporu toczenia przy ruchu po wzniesieniu oraz przyjmując mini-

malne przyspieszenie a = 0.3 [m/s2] otrzymuje się pochylenie:

W a m Nb p 0 3 6700 11500 105 21105 36225. . . .

pP W W

m

n t b

p

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:

W m g Nw p sin . . . .6700 11500 981 003 19718 3384 4

- wymagana siła napędowa: P W W Nn t w 2957 7 50766. .

- wymagany moment obrotowy silnika hydrostatycznego:

MP r

iNn d

g g sh

257 5 442 0. .

- minimalna wartość ciśnienia roboczego:

pM

VMPa

g

1

2065 111min . .

117

Uwzględniając powyższe oraz istniejące akumulatory firmy HYDAC przyjęto p1 =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:

Q V n dm dm sg Mmax . . / min . /0071 1500 1065 17753 3

- maksymalną wartość ciśnienia roboczego:

pN

QMPat

1

600

01

60 600 088

01 106529 7max

max.

.

. ..

Uwzględniając za firmą HYDAC charakterystykę zaworu maksymalnego w akumula-

torze 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

g

d

V i

rrad s

50 6194 1000

0429 36002005

.

.. /

- zakładając liniowy przebieg prędkości autobusu < 0 50 > [km/h] w czasie tp=20 [s]

ze stałym przyspieszeniem otrzymuje się wymaganą objętość oleju:

VV t

dmg

V

p

2 2

0 25

22005

20

279 8 3.

. .

- ilość oleju pochodząca z pompy A4VSG 71 przy Qmax=1.775 [dm3/s] to:

V Q t dmp pmax . .1775 20 355 3

- ilość oleju pochodząca z akumulatora energii:

V V V dma p 798 355 44 3 3. . .

118

- przyjmując dla uproszczenia przemianę adiabatyczną ( =1.4) podczas rozładowa-

nia, wtedy minimalną objętość akumulatora energii określa się z wzoru:

V

Vp

p

p

p

dmak

a

1

0

1

1

2

1

0 714

0 714

3

1

44 311

9

111

32

106 7

.

.

.

.

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:

p pV

V

MPaa

1 2 1

0

1

0 7140 7141

0 9

35 144 3

0 9 13219

.

..

..

..

oraz

p p MPa0 109 09 19 17. . . .

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 HM4-

20/450 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.89-

850.6.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 niskociś-

nieniowego o parametrach pracy: V0= 132 [dm3], p0= 1.7[MPa], p1 = 1.9 [MPa],

p2 = 3.5 [MPa] otrzymuje się:

dla przemiany adiabatycznej dla przemiany izotermicznej

4.1;VpVp 2200 '2200 VpVp

stąd

]dm[48.42VVV

]dm[52.89V

3202

32

]dm[36.55V

]dm[64.76V

3'2

3'2

Dla akumulatora wysokociśnieniowego i parametrów pracy: V0 = 132 [dm3],

p0= 9 [MPa], p1 =11 [MPa], p2 = 32 [MPa] otrzymuje się odpowiednio:

]dm[25.79V

]dm[75.52V

32

32

]dm[45.95V

]dm[55.36V

3'2

3'2

Sumarycznie przyrosty objętości oleju wynoszą:

V V79 25 42 48 12173 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

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.

4. 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 umie-

szczono korek spustowy. Dla czyszczenia i lepszego chłodzenia zbiornik posiada

prześwit nad podłogą autobusu ok. 150 [mm], który umożliwia dobrą cyrkulację

powietrza.

5. Kontrola poziomu oleju. Zastosowano dwa wskaźniki poziomu oleju: elektryczny

- do ciągłej obserwacji przez kierowcę oraz typu „bagnet” – do kontroli okresowej.

6. Odpowietrzanie oleju. Do odpowietrzania zbiornika i równoczesnego

oczyszczania zasysanego powietrza służy powietrzny filtr wlewowy o dokładności

filtrowania 10 [ m].

7. Utrzymanie temperatury oleju w zakresie roboczym 30 50 [O

C]. 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 nN = 210 [rad/s] oraz maksymalnym

momencie M=696 [Nm] przy nM =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:

V53

Q25.12.1VQ

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:

3Q dm24315.1151

3

4.5425.1V

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 hydrostaty-

cznych 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]

- lepkość kinematyczna: w 40 [O C] 68 [mm2/s]

w 100 [O 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

Klasa czystości

wg NAS 1638

Zalecana absolutna

dokładność filtrowania w[ m]

Pompa zębata

Siłownik

Zawór odcinający

Zawór maksymalny

Zawór dławiący

Pompy tłoczkowe

Pompy łopatkowe

Regulator przepływu

Zawory proporcjonalne

Serwozawory

Serwosiłowniki

10

10

10

10

10

9

9

9

9

7

7

20

20

20

20

20

10

10

10

10

5

5

Serwozawory oraz zawory proporcjonalne są najbardziej wrażliwymi na zanieczy-

szczenia 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:

-

55.2Q

Vt

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 pA, 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 logiczne-

go, 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 12 14 20 22 30 serwo PG PH

postój

0 0 0 0 0 0 0 0

ładowanie

akumulatora 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. 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.

2. 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.

3. C i c h y M.: Silniki o działaniu cyklicznym. Skrypty Politechniki Gdańskiej,

1989.

4. 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.

5. D o r e y R.E.: Hydrostatic split power transmissions and their application to the

city bus. University of Bath, 1983.

6. 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

7. ESAM 2000 MANUAL. Measurements Group VISHAY, 1998.

8. 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.

9. 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.

10. F e u s e r A.: Geregelte, ventilgesteuerte Linear- und Rotationsantriebe. o+p

„ölhydraulik und pneumatic” 32 (1988), nr.5, s.346-354.

11. F e u s e r A.: Elektrohydraulische Antriebstechnik. o+p „ölhydraulik und

pneumatic” 32 (1988), nr.7, s.511-515.

12. G a r b a c i k A.: Studium projektowania układów hydraulicznych. Zakład

Narodowy im. Ossolińskich, Kraków, 1997.

13. G a r b a c i k A. (red. zbiorowa): Kierunki rozwoju napędów i konstrukcji

maszyn roboczych. Fluid Power Net, Kraków 1999.

14. G d u l a S.J.: Podstawy techniki cieplnej. Politechnika Śląska, Gliwice 1976.

15. G ö l l n e r E.: Verhalten elektrohydraulischer Geschwindigkeitsregelungen.

o+p „ölhydraulik und pneumatic” 23 (1979), nr.9, s.657-661.

16. G ö l l n e r E.: Verhalten elektrohydraulischer Geschwindigkeitsregelungen.

o+p „ölhydraulik und pneumatic” 23 (1979), nr.11, s.815-818.

17. H a r m J.: Optimierung des Energieverbrauchs durch Rexroth-Komponenten.

Rexroth Information Quarterly, Ausgabe 1/1996.

18. 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 two-

range 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 serwoza-

worami. 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, Mannes-

mann 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.