Analyse der statischen und dynamischen Eigenschaften des Elektro

Scientific Reports Band 13, Artikelnummer: 15553 (2023) Diesen Artikel zitieren

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In dieser Studie untersuchen wir umfassend die Struktur und Funktionsprinzipien des elektrohydraulischen Druckservoventils mit Rotationsdirektantrieb (RDDPV). Unser Ziel ist es, die Dynamikgleichungen zu ermitteln, die den Motor, den Schieber und den Vorspannmechanismus des Ventils regeln. Darüber hinaus erstellen wir ein mathematisches Modell für den Servoventilregler und stellen gleichzeitig die Linearisierung des Reglermodells sicher. Darüber hinaus führen wir eine eingehende Analyse der statischen Eigenschaften des Ventils durch, einschließlich Linearität, Totzone, Hystereseschleife und Nullpunktdrift. Bezüglich der dynamischen Eigenschaften erstellen wir ein dynamisches mathematisches Modell für das RDDPV-Ventil. Anschließend unterziehen wir das Servoventil einer Analyse mit Schwerpunkt auf Frequenzgang und Dynamik, wobei wir den Steuerstrom als Eingang und den Druck als Ausgang verwenden. Zur Durchführung dieser Analysen nutzen wir das Softwarepaket SIMULINK von MATLAB, das dynamische Simulationen ermöglicht. Bemerkenswerterweise zeigen die Simulationsergebnisse die Konformität des Ventils mit den Designanforderungen und unterstreichen seine Eignung für nachfolgende Forschungs- und Entwicklungsbemühungen. Durch unsere gründliche Untersuchung bieten wir wesentliche technische Unterstützung für die bevorstehenden Phasen der Forschung und Entwicklung des Ventils und legen so eine solide Grundlage für seine weitere Weiterentwicklung.

Das rotierende elektrohydraulische Druckregelservoventil mit Direktantrieb (im Folgenden als RDDPV bezeichnet)1,2 wandelt die Drehbewegung des Drehmomentmotors über den exzentrischen Antriebsmechanismus in die lineare Bewegung der Leistungsspule um, um so das Drosselflächenverhältnis zu ändern die Öleinlass- und -rücklauffenster und geben den entsprechenden Lastdruck aus; Die Servosteuerung erfolgt über die elektrische Rückkopplung der Motorposition und des Ausgangsdrucks im geschlossenen Regelkreis. Klarecki analysierte den Einfluss elektronischer Reglerparameter auf die dynamischen Eigenschaften elektrohydraulischer Servosysteme3. Im Hinblick auf verwandte Forschungen in China untersuchten Songjing et al.4 das Vibrationsgeräusch eines Drehmomentmotors und in ihrer Arbeit wird die selbsterregte Vibration des Drehmomentmotors durch Zugabe von Magnetflüssigkeit zum Arbeitsspiel unterdrückt. Derzeit gibt es relativ wenige Untersuchungen zu den dynamischen Eigenschaften von rotierenden elektrohydraulischen Druckservoventilen mit Direktantrieb.

Als Reaktion auf die Notwendigkeit, die Größe weiter zu reduzieren, um die Integration in enge Servosteuerungssysteme, wie z. B. die Steuerung von Flugzeugtriebwerken, zu erleichtern, zielen laufende Bemühungen im In- und Ausland darauf ab, Motorkonfigurationen, Schieberbewegungen und mechanische Antriebsschnittstellen zu verbessern5. Insbesondere war IBM 1966 der Pionier des Schwingspulenmotors6, der später von Unternehmen wie Parker im Direktantrieb hydraulischer Schieberventile Anwendung fand. Darüber hinaus wurden piezoelektrische Keramiken, die für ihre hohe Energiedichte und Kraftausbeute bekannt sind, nach und nach in Direktantriebsventile integriert. Um den begrenzten Ausgangsverdrängungen piezoelektrischer Keramik entgegenzuwirken, schlug Beihang eine kompakte hydraulische Verdrängungsverstärkungsstruktur vor, die den Schieberhub auf engstem Raum erheblich steigert und dadurch die Steuerdurchflussrate und die Ansprechfrequenz des Direktantriebsventils erhöht7.

Eine weitere Innovation wurde in einer Studie8 eingeführt, in der ein Direktantriebsventil vom Drehschiebertyp vorgeschlagen wurde, das die hydrodynamische Kraft während der Spulenbewegung wirksam reduziert, indem die Größe der Drosselöffnung durch die Drehbewegung des Schieberventils gesteuert wird. In einer separaten Entwicklung stellte die Zhejiang University of Technology ein schnell reagierendes 2D-Ventil vor, das von einem Schrittmotor angetrieben wird, um den Schieber zu drehen. Die Hoch- und Niederdrucklöcher bilden zusammen mit den Spiralnuten auf der Schulter der Spule eine hydraulische Widerstandshalbbrücke und ermöglichen eine präzise Servosteuerung der horizontalen Position des Schieberventils9. Bemerkenswert ist, dass der Spulenantrieb des 2D-Ventils, das derzeit in der Servosteuerung von Raketen eingesetzt wird, der gleichen Konfiguration folgt wie herkömmliche zweistufige Ventile mit demselben Hydraulikdruck. Folglich sind seine Ansprechfrequenz und seine Nullpunktcharakteristik anfällig für Abweichungen aufgrund von Änderungen externer Faktoren wie Ölversorgungsdruck und -temperatur.

In den 1990er Jahren entstand eine neuartige Struktur namens Rotary Direct Drive Electro-Hydraulic Pressure Control Servo Valve (RDDPV), die über verschiedene Drehantriebsmechanismen verfügt, die das Motordrehmoment in Ventildrehmoment und weiter in Servoventildrehmoment umwandeln10. Insbesondere erleichtern diese Drehantriebsmechanismen die Umwandlung der Motordrehbewegung in eine lineare Bewegung des Schieberventils, wobei die Dreh- und Schieberichtung des Schieberventils senkrecht zur Richtung des Servoventils angeordnet ist. Diese strukturelle Anordnung macht das lineare Direktantriebsventil kompakter und unempfindlicher gegenüber externen Vibrationen, die die Bewegung des Schieberventils beeinflussen. Das Unternehmen Woward hat Drehventile mit Direktantrieb, die auf diesem Prinzip basieren, erfolgreich kommerzialisiert. International haben rotierende Direktantriebsventile fortschrittliche Anwendungen in elektronischen Antiblockierbremsen von Flugzeugen, in der Ruder- und Triebwerkssteuerung von Flugzeugen und in anderen Bereichen gefunden.

Trotz dieser Fortschritte steckt die Entwicklung rotierender elektrohydraulischer Servoventile mit Direktantrieb noch in den Kinderschuhen. Die Auswahl der Strukturparameter, insbesondere derjenigen an der Antriebsschnittstelle, ist noch unklar, und eine theoretische Grundlage für Design und Herstellung muss noch vollständig etabliert werden.

Das Funktionsprinzip des elektrohydraulischen Druckservoventils mit Rotationsdirektantrieb (RDDPV) ist in Abb. 1 dargestellt und besteht hauptsächlich aus einer elektronischen Steuerung, einem Drehmomentmotor mit begrenztem Winkel, einem exzentrischen Antriebsmechanismus, einem Schieberventilpaar und zugehörigen Sensoren. Wenn der Eingangsbefehl der elektronischen Steuerung 0 ist, gibt der Drehmomentmotor mit begrenztem Winkel kein Drehmoment ab. Zu diesem Zeitpunkt wird das Schiebeventil durch die Rückstellfeder ganz nach rechts gedrückt, der Öleinlass wird geschlossen, die Arbeitskammer usw der Ölrücklaufanschluss ist angeschlossen und der Ausgangsdruck des Servoventils ist Null; Wenn ein positives Befehlssignal ungleich Null \({{\varvec{i}}}_{0}\) eingegeben wird, führt die elektronische Steuerung eine Berechnung durch und gibt ein PWM-Signal aus, um den Drehmomentmotor mit begrenztem Winkel zum Drehen anzutreiben Der exzentrische Antriebsmechanismus wandelt die Drehbewegung des Motors in die lineare Bewegung der Antriebsspule um. Das Kraftschieberventil hat die Form einer Unterlappung, und die lineare Bewegung der Spule verändert die Drosselflächenverhältnisse der Öleinlass- und -rücklaufanschlüsse. Der mit dem \({{\varvec{P}}}_{{\varvec{c}}}\)-Anschluss verbundene Lasthohlraum ist beim Bremsen ein geschlossener, abgedichteter Hohlraum, sodass sich der stationäre Druck des Lasthohlraums nur mit ändert die Drosselflächenverhältnisse der Öleinlass- und -rücklaufanschlüsse; Der effektive Hub der Spule beträgt den Betrag unter 11,12. Das Ventil übernimmt die Form einer elektrischen Rückmeldung zur Servosteuerung; Der Winkelverschiebungssensor gibt den Drehwinkel des Drehmomentmotors an den Sensor zurück, um einen geschlossenen Regelkreis für die Motorposition zu bilden. Der Drucksensor gibt den Druck der Arbeitskammer zurück, um eine externe Druckregelung zu ermöglichen13.

Schematische Darstellung der Funktionsprinzipien von RRDDPV.

Abbildung 2 zeigt das schematische Diagramm des Ausgangszustands des Exzenterantriebsmechanismus am Ende der Motorwelle. In Abb. 2 haben die Kugel und das zylindrische Loch die gleiche Nenngröße, der Ursprung O des Koordinatensystems ist der Schnittpunkt zwischen der Mittelachse des Schieberventils und der Mittelachse des zylindrischen Lochs, die X-Achse geht durch O und ist parallel zur Mittelachse des Schieberventils, und die Y-Achse verläuft durch O und ist parallel zur Motorwelle. Durch Struktur- und Größenanpassung wird sichergestellt, dass sich die Motorwelle auf der YZ-Ebene befindet, und der Abstand zwischen der Kugelmitte und der XOZ-Ebene beträgt h.

3D-Strukturdiagramm des Exzentermechanismus am Ende der Motorwelle.

Im Ausgangszustand fällt die Mittelachse des zylindrischen Lochs mit der Y-Achse zusammen; Wenn sich der Motor dreht, dreht sich das Kugelzentrum um die Motorachse und seine Bewegung kann in Bewegung in X- und Z-Richtung zerlegt werden. Durch die Bewegung der Kugel in X-Richtung wird die Spule verschoben, wodurch sich der Drosselbereich der Öleinlass- und -rücklauföffnungen ändert. Durch die Bewegung in Z-Richtung dreht sich die Spule um die X-Achse.

Der Motorrotor steht unter dem elektromagnetischen Antriebsmoment von14:

wobei \({i}_{0}(\mathrm{A})\) der Eingangsstrom des Motors ist; \(\alpha (\mathrm{rad})\) ist der Drehwinkel des Motorrotors; \({k}_{t}\) ist der aktuelle Drehmomentkoeffizient; \({k}_{m}\) ist der Winkeldrehmomentkoeffizient.

Die kinetische Gleichung des Motorrotors lautet15:

wobei \({T}_{f} (\mathrm{N}\cdot \mathrm{m})\) das Lastdrehmoment ist; \( J_{r} ({\text{kg}} \cdot {\text{m}}^{2} ) \) ist das Trägheitsmoment des Motorrotors; \({B}_{r}\) ist der Dämpfungskoeffizient des Motorrotors.

Beim Öffnungsvorgang bewegt sich der Schieber in zwei Richtungen: Translation entlang der Axialrichtung des Schiebers und Drehung um die Mittelachse des Schiebers. Indem wir die Bewegung in zwei Richtungen zerlegen, erhalten wir:

wobei \({F}_{x}(\mathrm{N})\) die treibende Kraft für die axiale Verschiebung des Schiebers ist; \({m}_{v}(\mathrm{kg})\) ist die Spulenmasse; \({x}_{v}(\mathrm{m})\) ist die Verschiebung des Schiebers; \({B}_{v}\) ist der Dämpfungskoeffizient der axialen Translation des Schieberventils; \({k}_{v}(\mathrm{kN}/\mathrm{m})\) ist die Steifigkeit der Vorspannfeder; \({x}_{v0}(\mathrm{m})\) ist der Vorkompressionsbetrag der Vorspannfeder; \({F}_{s}(\mathrm{N})\) ist die hydraulische Kraft; \({F}_{f}(\mathrm{N})\) ist die Reibungskraft; \({C}_{d}\) ist der Durchflusskoeffizient am Anschluss des Schieberventils; \({D}_{v}(\mathrm{m})\) ist der Durchmesser des Spulenendes; \(\varphi (\mathrm{rad})\) ist der Strahlwinkel der Schieberöffnung; \(U(\mathrm{m})\) ist der Voröffnungsbetrag des Schieberventils; \({P}_{s}(\mathrm{MPa})\) ist der Ölversorgungsdruck; \({P}_{c}(\mathrm{MPa})\) ist der Bremsdruck; \({P}_{0}(\mathrm{MPa})\) ist der Ölrücklaufanschlussdruck;\({T}_{\beta v}(\mathrm{N}\cdot \mathrm{m}) \) ist das Antriebsdrehmoment für die Drehung des Schiebers; \({J}_{\beta v}(\mathrm{kg}\cdot {\mathrm{m}}^{2})\) ist das Trägheitsmoment des Schiebers gegenüber seiner Mittelachse; \({\beta }_{v}(\mathrm{rad})\) ist der Drehwinkel der Spule um die Spulenachse; \({B}_{\beta v}\) ist der Rotationsdämpfungskoeffizient des Schiebers.

Beim Schieber hat der Schieber eine Spielpassung mit der Ventilhülse. Aufgrund der Druckdifferenz zwischen den beiden Enden des Schiebers bildet die Flüssigkeit im Zwischenraum eine asymmetrische Druckverteilung vom Hochdruckende zum Niederdruckende, die als Druck auf der Schieberventilseite bezeichnet werden kann. Nach der Spaltströmungstheorie der Strömungsmechanik ändert sich der Druck auf der Schieberseite mit der Spaltgröße. Ändert sich das Spiel symmetrisch entlang der Längsachse des Schiebers, ist der resultierende Druck auf der Schieberseite Null. Wenn sich jedoch das Spiel asymmetrisch entlang der Längsachse des Schiebers ändert, ist der resultierende Druck auf der Seite des Seitenschiebers nicht Null und es entsteht bei der Bewegung des Schiebers eine seitliche Druckreibung.

Daher kann asymmetrischer Druck auf der Schieberventilseite durch nicht konzentrische Spule und Hülse oder asymmetrisches Spiel aus verschiedenen Gründen wie Bearbeitungsgenauigkeit oder Montage verursacht werden, was weiter zu seitlicher Druckreibung führt. Wenn der Druck auf der Schieberseite weiter auf die Spulenoberfläche einwirkt und diese exzentrisch macht, wird das Spiel noch asymmetrischer und der Druck auf der Spulenseite erhöht sich. In schweren Fällen wird der Ölfilm zwischen Spule und Ventilhülse zerstört, was zu Trockenreibung führt, die die Reibung zwischen Spule und Hülse erheblich erhöht, was zu einer „hydraulischen Klemmung“ und einem Geräteausfall führt. Die Reibungskraft kann dargestellt werden als6:

wobei \(L(\mathrm{m})\) die Spulenschulterbreite und \(D(\mathrm{m})\) der Spulendurchmesser ist, \(\Delta p(\mathrm{MPa})\ ) ist die Druckdifferenz zwischen den beiden Enden der Spule.

Die stationäre hydraulische Kraft ist die hydraulische Kraft auf den Schieber aufgrund von Änderungen der Durchflussrate und -richtung, wenn Flüssigkeit in den Ventilhohlraum fließt und durch das Steuerfenster des Ventils strömt, und zwar immer in die Richtung, in der versucht wird, die Steuerung zu schließen Fenster des Schiebers. Nach dem Impulssatz beträgt die stationäre hydraulische Kraft:

wobei \(W(\mathrm{m})\) die Breite des Schieberfensters ist, \({x}_{v}(\mathrm{m})\) die Schieberverschiebung ist, \({P}_ {h}(\mathrm{MPa})\) ist der Druck am Einlass des Schieberhohlraums und \({P}_{s}(\mathrm{MPa})\) ist der Bremsdruck.

Die vorübergehende hydraulische Kraft wird durch die Beschleunigung der Flüssigkeit erzeugt. Unter der Annahme, dass das Öl nicht komprimiert werden kann und die Ölqualität im Ventilhohlraum unverändert bleibt, beträgt die Änderungsrate der Ölgeschwindigkeit im Ventilhohlraum \(\mathrm{d}v/\mathrm{d}t\), das Öl Beschleunigungskraft ist16:

Stellen Sie den axialen Abstand zwischen Einlass und Auslass des Schieberventils als \(L(\mathrm{m})\) und die Öldichte als \(\rho ({\mathrm{kg}/\mathrm{m}}^ ein {3})\), und \(Q(\mathrm{L}/\mathrm{s})\) ist die Durchflussrate im Ventilhohlraum. Dann gilt Gl. (7) kann wie folgt geändert werden:

Gemäß der Kontinuitätsgleichung ist die Strömung im Ventilhohlraum die Strömung am Ventilanschluss, und die Drosselformel kann erhalten werden:

wobei \({C}_{v}\) der Durchflusskoeffizient ist; \(\Delta p(\mathrm{MPa})\) ist die Druckdifferenz zwischen Einlass und Auslass des Ventilhohlraums.

Gemäß der obigen Gleichung können wir Folgendes erhalten:

Im Allgemeinen ist der Einfluss von \(\mathrm{d}(\Delta p)/\mathrm{d}t\) auf die transiente hydraulische Kraft sehr gering, was vernachlässigt werden kann. Die vorübergehende hydraulische Kraft ist ständig in die entgegengesetzte Richtung von \(F\) und die vorübergehende hydraulische Kraft ist:

Der Motor dreht sich und treibt den Exzentermechanismus an, der Exzentermechanismus drückt die Spule, um sich linear zu bewegen, und die Exzenterkugel hat eine exzentrische Drehung, die auch die Spule antreibt, sich um ihre Achse zu drehen. Daher kann die Spulenbewegung in eine lineare Bewegung entlang der X-Achse und eine Drehung um die X-Achse zerlegt werden. Wie in Abb. 3 dargestellt, beträgt die Verschiebung der linearen Bewegung xv \((\mathrm{m})\) und der Drehwinkel der Spule um die Spulenachse beträgt \({\beta }_{v}(\ mathrm{rad})\). Die Kinematik zwischen der Spulenbewegung und dem Motorwinkel \(\alpha \) kann als17 dargestellt werden:

wobei h der Abstand vom Mittelpunkt der Kugel zur Ebene ist, e der Exzentrizitätsabstand zwischen der Exzenterwelle und dem Motordrehzentrum ist,

Schematische Darstellung der Funktionsweise des Exzentermechanismus.

Gemäß Abb. 3 steht die Kugel unter den Spulenkräften \({F}_{xb}(\mathrm{N})\) und \({F}_{\beta vb}(\mathrm{N} )\), und wir haben

Zu den Hauptfunktionen des Controllers gehören Signalaufbereitung, Druckregelung, Rückkopplungsregelung des Motorwinkels und PWM-Verstärkung. Unter anderem besteht die Signalaufbereitung darin, das Eingangssteuerstromsignal \({i}_{i}\) in das Spannungssignal \({u}_{i}\) umzuwandeln und eine Rauschunterdrückungsfilterung durchzuführen. Die Druckregelung mit geschlossenem Regelkreis verwendet eine PID-Regelung, um den Hydraulikdruck \({P}_{c}\) in die entsprechende Spannung umzuwandeln, und das Spannungssignal wird vom Verstärker linear verstärkt und als Druckrückkopplungssignal \({ hoch}\). Entsprechend der Differenz zwischen dem Eingangssignal und dem Druckrückkopplungssignal werden Proportional-, Integral- und Differentialoperationen durchgeführt, um das Ausgangssignal \({u}_{m}\) der Druckregelung zu erhalten. In der Winkelrückführungsregelung des Motors ist ein Winkelversatzsensor eingebaut, der den Motorwinkel \(\alpha\) in die entsprechende Spannung umwandelt. Das Spannungssignal wird vom Verstärker linear verstärkt und als Winkelrückkopplungssignal \({u}_{\alpha }\) des Motors verwendet. Der Proportionalkoeffizient dieses Prozesses ist der elektrische Rückkopplungskoeffizient des Motorwinkels. Die Differenz zwischen dem Ausgangssignal \({u}_{m}\) der Druckrückkopplungssteuerung und dem Rückkopplungssignal \({u}_{\alpha }\) des Motorwinkels wird erhalten, und das endgültige Motorsteuerungssignal ist Ausgabe. Das Steuersignal des Motors erfordert eine Leistungsverstärkung, und die PWM-Leistungsverstärkung wird verwendet, um das Signal um \({K}_{PWM}\) zu verstärken. Zusammenfassend lautet das mathematische Modell des Controller-Teils18:

Im tatsächlichen Betriebszustand des RDDPV ist die Verschiebung der Spule sehr gering und beträgt etwa 0,1 × 10−3 m. Nach Gl. (12) beträgt der Drehwinkel des Motors 4,78°, also Gl. (12) und (13) können linearisiert werden

Zusammenfassend lässt sich die kinetische Gleichung des Motorrotors im Betriebspunkt wie folgt ermitteln:

Unter Berücksichtigung der Ölkompressibilität besteht für den Ausgangsbremsdruck des Schieberventils und die Spulenverschiebung das Verhältnis 19:

Dabei ist E = 1000 MPa der Kompressionsmodul des Öls und \({V}_{t}=0,4 \mathrm{L}\) das Volumen des Bremshohlraums.

Die statische Kennlinie von RDDPV ist in Abb. 4 dargestellt.

Statische Kennlinie von RDDPV.

Das Verhältnis der maximalen Abweichung der Nenndruckkurve vom Nenndruckverstärkungsprofil zum Nennstrom wird als Linearität bezeichnet.

Gemäß der Linearitätsanalysekurve in Abb. 5 beträgt die Linearität von RDDPV 0,67 %.

Linearitätsanalysekurve von DDPV.

Wenn sich das Eingangssignal (Stromsignal) des elektrohydraulischen Servoventils ändert, muss die Spule einen bestimmten Widerstand überwinden, um eine Verschiebung zu erzielen20. Wenn sich der Differenzstrom daher nur geringfügig ändert, wird der Schieber nicht verschoben (oder der Ausgangsstrom des elektrohydraulischen Servoventils ändert sich nicht). Dieser kleine Variationsbereich des Differenzstroms, der nicht ausreicht, um das Ausgangssignal zu ändern, wird als statische charakteristische Totzone des Servoventils bezeichnet. Gemäß den Simulationsergebnissen der statischen Eigenschaften kann die Totzone des RDDPV-Ventils ermittelt werden, die etwa 0,4 × 10−3A beträgt.

Zwischen positiven und negativen Nennströmen wird der Prozentsatz der maximalen Differenz zwischen den beiden Strömen, die den Ausgangsdruck des Systems erzeugen, und dem Nennstrom als Hysterese bezeichnet, wenn mit einer Geschwindigkeit gefahren wird, die nicht dynamisch funktioniert21. Die Kurve der Hystereseanalyse ist in Abb. 6 dargestellt.

Hysterese-Analysekurve von RDDPV.

Die Hysterese des Servoventils wird durch die magnetische Hysterese des Kraft-(Drehmoment-)Motors und das Ölspiel des Ventils verursacht. Das Ölspiel des Ventils wird durch Reibung und das Spiel des mechanischen Befestigungsteils verursacht. Der Wert der Hystereseschleife ändert sich mit dem Strom. Wenn der Strom klein ist, nimmt die Hysterese mit konstanten Amplituden ab, sodass die Hysterese im Allgemeinen keinen Einfluss auf die Systemstabilität hat. Der durch das Ölspiel verursachte Schleifenwert ist ein fester Wert, und das Ölspiel erhöht sich erheblich, wenn das Öl verschmutzt ist, was zu Systeminstabilität führen kann.

Das Servoventil wird unter den vorgegebenen Prüfbedingungen entsprechend den Prüfnormen eingestellt. Wenn sich die Arbeitsbedingungen (Ölversorgungsdruck, Ölrücklaufdruck, Arbeitsöltemperatur, Nullstrom usw.) ändern, verschiebt sich die Nullposition des Ventils. Das Verhältnis der durch Änderungen der Arbeitsbedingungen wie Druck und Temperatur verursachten Änderung des Ruhestroms zum Nennstrom wird als Nullpunktdrift bezeichnet. Wenn der Ölversorgungsdruck auf 11 MPa geändert wird, ist die statische Kennlinie wie in Abb. 7 dargestellt.

Nulldrift-Analysekurve von RDDPV.

Durch Kombination der Gleichung kann das Übertragungsfunktionsblockdiagramm des RDDPV-Druckservoventils erhalten werden, wie in Abb. 8 dargestellt.

Übertragungsfunktionsblockdiagramm des RDDPV-Drucks.

PID-Regelung des externen geschlossenen Druckkreislaufs. Der Drucksensor (Antwortfrequenz > 1 kHz, als proportionale Verbindung betrachtet) wird durch den hydraulischen Druck \({P}_{c}\) in die entsprechende Spannung umgewandelt, das Spannungssignal wird durch den Verstärker linear verstärkt und als Druckrückführung verwendet Signal \({u}_{P}\), der Proportionalitätskoeffizient dieses Prozesses für das \({k}_{f2}\) (d. h. \({u}_{P}={P}_{ c}{k}_{f2}\)), bekannt als elektrischer Rückkopplungskoeffizient des Lastdrucks; entsprechend dem Eingangssignal \({u}_{i}\) und der Differenz zwischen dem Druckrückkopplungssignal \({u}_{P}\) für die Proportionalitäts-, Integrations- und Differenzierungsoperationen, um die Druckrückkopplungssteuerung zu erhalten Ausgangssignal \({u}_{m}\). Diese PID-Regelungsmethode ermöglicht eine präzise und effiziente Druckregelung im externen geschlossenen System. Es ist vielversprechend für eine Vielzahl von Anwendungen, bei denen ein genaues Druckmanagement von entscheidender Bedeutung ist.

Die wichtigsten Strukturparameter von RDDPV sind in Tabelle 1 aufgeführt.

In Tabelle 1 ist te die mechanische Konstante des Motors, Dv der Durchmesser der Spulenendfläche, mv die Spulenmasse, xv0 die Vorkompression der Rückstellfeder und h der Abstand vom Mittelpunkt der Kugel zur Ebene , Rc ist der Innenwiderstand des Motors, kt ist der aktuelle Momentenkoeffizient, U ist die Voröffnung des Schiebeventils, Jβv ist die Rotationsträgheit des Schiebers, kv ist die Steifigkeit der Rückstellfeder, e ist der Exzentrizitätsabstand zwischen der Exzenterwelle und dem Motor Rotationszentrum, V ist das Ladekammervolumen.

Die dynamischen Eigenschaften eines Ventils werden im Allgemeinen über den Frequenzgang dargestellt. Der Frequenzgang des RDDPV-Ventils ist das komplexe Verhältnis der Ausgangsverschiebung des Schieberventils zum Strom, wenn der Eingangsstrom innerhalb eines bestimmten Frequenzbereichs eine sinusförmige Variation mit konstanter Amplitude und variabler Frequenz aufweist22. Basierend auf der Analyse des RDDPV-Ventils wird ein dynamisches mathematisches Modell erstellt. Der Frequenzgang und die dynamische Reaktion des Servoventils werden mit dem Steuerstrom als Eingang und dem Druck als Ausgang analysiert. Zur dynamischen Simulation wird das Softwarepaket SIMULINK von MATLAB verwendet.

Die Sprungantwort dient zur Veranschaulichung des Einschwingverhaltens des Ventils. Die Sprungantwort ist der Nachführungsprozess des Sprungeingangsstroms durch den Ausgangsdruck, wenn der Lastdruck unter dem Nenndruck Null ist. Unter Berücksichtigung der Sprungantwort des RDDPV-Ventils wird bei einem Ölversorgungsdruck von 3000 psi ein Steuerstrom von 10 mA bis 60 mA eingegeben und die Sprungantwortkurve erhalten, wie in Abb. 9 dargestellt.

Sprungantwortkurve des RDDPV-Druckservoventils.

Wenn die Eingangsstromamplitude im Bereich von 0,01 A bis 0,06 A liegt, wird hauptsächlich die Sprungantwort analysiert. Wie in Abb. 10 dargestellt, erreicht die Verschiebungsreaktion des Bremsdrucks innerhalb von 1,08 s einen stabilen Wert, wenn dem Servoventil 1 s lang Strom zugeführt wird. Die Anstiegszeit, Spitzenzeit und Überschwingzeit des Systems in der Anfangsphase sind im Diagramm dargestellt. Die Anstiegszeit beträgt 0,08 s, die Überschwingzeit 3,3 % und die Spitzenzeit 0,0817 s.

Teilvergrößertes Diagramm der Sprungantwort des RDDPV-Druckservoventils.

Diese Studie befasste sich eingehend mit der Struktur und den Funktionsprinzipien des elektrohydraulischen Druckservoventils (RDDPV) mit Roboter-Rotationsdirektantrieb. Durch die Erstellung dynamischer Modelle für den Motor, den Schieber und den Exzentermechanismus innerhalb des Ventils sowie ein mathematisches Modell für die Steuerung haben wir verschiedene statische Eigenschaften des Ventils umfassend untersucht, darunter Linearität, Totzone, Hysterese und Nullpunktdrift.

Darüber hinaus führten wir unter Nutzung des dynamischen mathematischen Modells des RDDPV-Ventils eingehende Analysen des Frequenzgangs und der dynamischen Reaktion des Servoventils durch, wobei wir den Steuerstrom als Eingang und den Druck als Ausgang verwendeten. Um dies zu erreichen, nutzten wir Simulink im Matlab-Softwarepaket für die dynamische Simulation. Die Simulationsergebnisse zeigten, dass alle Leistungsindikatoren die spezifizierten Anforderungen zufriedenstellend erfüllten und bildeten damit eine solide Grundlage für nachfolgende Analysen in Bezug auf Zuverlässigkeit, Haltbarkeit und Antikontamination.

Durch unsere gründliche Untersuchung haben wir ein umfassendes Verständnis des Verhaltens des RDDPV-Systems geliefert und seine Wirksamkeit bei der Erfüllung betrieblicher Kriterien bestätigt. Die aus dieser Studie gewonnenen Erkenntnisse tragen zur Optimierung und Weiterentwicklung rotierender elektrohydraulischer Druckservoventile mit Direktantrieb für verschiedene industrielle Anwendungen bei.

Alle während dieser Studie generierten oder analysierten Daten sind in diesem veröffentlichten Artikel enthalten.

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Diese Arbeit wurde zum Teil vom Qingyang City Science and Technology Planning Project, QY-STK-2022B-151, zum Teil vom Longdong University Doctoral Fund, XYBYZK2301, und zum Teil vom Youth Science and Technology Innovation Program der Longdong University, XYZK2105, unterstützt.

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Jianrui Zhang, Xiaonan Pan, Jinchang Guo und Jianxiao Bian

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Jian Kang

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Konzeptualisierung, JZ und XP; Software, JG und JK; Validierung, JB; Schreiben – Originalentwurfsvorbereitung, JZ Alle Autoren haben die veröffentlichte Version des Manuskripts gelesen und ihr zugestimmt.

Korrespondenz mit Jianrui Zhang.

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Nachdrucke und Genehmigungen

Zhang, J., Pan, X., Guo, J. et al. Analyse der statischen und dynamischen Eigenschaften des elektrohydraulischen Druckservoventils eines Roboters. Sci Rep 13, 15553 (2023). https://doi.org/10.1038/s41598-023-42860-1

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Eingegangen: 22. Oktober 2022

Angenommen: 15. September 2023

Veröffentlicht: 20. September 2023

DOI: https://doi.org/10.1038/s41598-023-42860-1

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