O+P Fluidtechnik 6/2018

STEUERUNGEN UND REGELUNGEN
1. EINLEITUNG
Ventilgesteuerte hydraulische Zylinderantriebe im geschlossenen
Regelkreis werden in vielen Anwendungen eingesetzt, in denen große
Kräfte bei hoher Präzision zu steuern sind, wie beispielsweise in
Kunststoff-Spritzgießmaschinen, Pressen, Materialprüfmaschinen
oder Großmanipulatoren. Geringe Investitionskosten stellen einen
großen Vorteil konventioneller, ventilgesteuerter Zylinderantriebe
dar, wohingegen sie aufgrund prinzipbedingter Energieverluste an
den Steuerkanten nur eine geringe Energieeffizienz aufweisen.
Neben lastgerechter Druckversorgung in Kombination mit
herkömmlicher Ventiltechnik oder der Verdrängersteuerung stellen
getrennte Steuerkanten (GSK) einen Ansatz zur Verbesserung der
Energieeffizienz hydraulischer Antriebe dar. So kann durch unterschiedliche
Regenerationsmodi der erforderliche Pumpenvolumenstrom
reduziert und durch auf die Last abgestimmtes
Öffnungsverhältnis von Zu- und Rücklaufkante der erforderliche
Versorgungsdruck reduziert werden, insbesondere bei Teillast oder
unterstützenden 1 Lasten. Diese Aspekte stellt Eriksson in seiner
Dissertation umfangreich dar [1]. In vorangehenden Teilen dieser
Themenreihe wurden Strukturvarianten zur Hebung dieser Potentiale
ausführlich diskutiert (O+P 03/2018) und der Aspekt Sicherheit
beleuchtet (O+P 04/2018). In O+P 05/2018 wurden Strukturen für
mobile Anwendungen in der offenen Steuerkette erarbeitet und
Effizienzvergleiche mit handelsüblichen Ventilen angestellt.
Demgegenüber ist der Schwerpunkt dieses abschließenden
Artikels die Beherrschung der Achse mit getrennten Steuerkanten
im geschlossenen Regelkreis. Dabei wird Wert auf eine gute
Trajektorienfolge der Zylinderposition gelegt, die das positionsgeregelte
Lasthalten im Stillstand explizit mit einschließt. Es wird
eine gesamtheitliche Steuerungsstruktur vorgestellt, die autonom den
energieeffizientesten Betriebsmodus detektiert und störungsfreie Umschaltvorgänge
durchführt. Eine unterlagerte Mehrgrößen regelung
zur exakten Folge der Sollposition und eines kompatiblen
Zylinderdruckniveaus bildet die Grundlage der Ansteuerungs strategie.
2. SYSTEMSTRUKTUR
Geht man methodisch von einem herkömmlichen 4/3-Wege-
Ventilschieber aus und trennt gedanklich dessen mechanisch
gekoppelte Steuerkanten, so liegt eine Ventilkonfiguration
bestehend aus vier proportionalen 2/2-Wegeventilen nahe. Für
derartige Konfigurationen ging die Forschung in der Vergangenheit
Fragestellungen der mobil-hydraulischen Systeme mit
hydraulisch- mechanischer Lastkompensation [1, 2], der
regelungstechnischen Beherrschung und Nutzbarmachung der
erhöhten Freiheitsgrade [3–5] und der Erhöhung der Energieeffizienz
durch Schaltmodi [2, 5, 6] nach.
Untersuchungen zu Ventilstrukturen führten Sitte und Beck mit
dem Fokus auf wirtschaftlich-technische Umsetzbarkeit in mobilen
Anwendungen durch [7]. Mit dem Ziel der Reduktion des Komponentenaufwandes
wurden Ventilstrukturen entwickelt, die eine
möglichst geringe Anzahl proportional verstellbarer Ventile für die
Anforderungen einer Baggerausrüstung mit umschaltbaren
Betriebsmodi aufweist. Den Extremfall nur einer proportionalen
Steuerkante je Verbraucher stellt [8] dar. Diese Systemvarianten mit
reduziertem kontinuierlichen Freiheitsgrad haben gemein, dass
sowohl für das Umschalten zwischen Regenerationsmodi als auch
für das Wechseln der Bewegungsrichtung die Betätigung mindestens
eines Schaltventils erforderlich ist, was für ein hydraulisches
System im Allgemeinen eine Diskontinuität darstellt.
Insbesondere für das stationäre, geregelte Lasthalten bieten
mehrere kontinuierliche Freiheitsgrade entscheidende Vorteile.
Beispielhaft ist in Bild 01 eine aufgelöste Struktur mit zwei kontinuierlichen
Freiheitsgraden einer aufgelösten Struktur mit einem
1
auch: ziehende oder negative Lasten: Last, die dem Aktor Energie zuführt, durch
Beaufschlagung mit Kraft in Bewegungsrichtung
kontinuierlichen Freiheitsgrad für einen Verdrängerraum
gegenübergestellt. Im Fall des dargestellten Systems mit nur einem
kontinuierlichen Freiheitsgrad (a) ist bei stationärem Lasthalten
mit x ̇ = 0 die Druck-Signalverstärkung unendlich:
∂pA K
p γ
= →∞
(1)
∂ γ
Bezogen auf die Positionierung unter variabler Last ergibt dies,
abgesehen von den Diskontinuitäten durch Betätigung des Schaltventils
VS, ein schlecht gedämpftes Streckenverhalten und extrem
hohe Anforderungen an die Auflösung des Proportionalventils VP.
Demgegenüber kann mit zwei kontinuierlichen Freiheitsgraden (b)
eine flexible hydraulische Vollbrücke je Verdrängerraum realisiert
werden, deren Verstärkung und Leckagevolumenstrom einstellbar
sind. Dies steht in Analogie zur negativen Überdeckung eines
herkömmlichen 4/3-Wege-Proportionalventils.
Zur Hebung des regelungstechnischen und energetischen
Potentials wird eine Struktur zugrunde gelegt, welche sämtliche in
der Literatur beschriebenen, kontinuierlichen Freiheitsgrade
aufweist, siehe Bild 02 (a). Neben den vier 2/2-Wegeventilen
zwischen Tank bzw. Versorgung und den Verdrängerräumen wird
ein weiteres sogenanntes Kurzschlussventil zur direkten Regeneration
von Volumenströmen zwischen den beiden Verdrängerräumen
des eingesetzten Differentialzylinders vorgesehen. Dieses
hat gegenüber der Systemstruktur ohne Kurzschlussventil zwei
Vorteile: Erstens erweitert es den Betriebsbereich effizienter
Regenerationsmodi [9] und zweitens ermöglicht es schnellere und
einfachere Moduswechsel.
3. BETRIEBSMODI
Technisch sinnvolle Betriebsmodi werden in Bild 02 (b) entsprechend
[9] dargestellt. Alle genannten Betriebsmodi weisen Betriebsgrenzen
bezüglich des anliegenden Versorgungsdrucks, der Last und
der geforderten Kolbengeschwindigkeit auf. Ein Betriebsmodus ist
genau dann prinzipiell durchführbar, wenn die geforderte Geschwindigkeit
ẋ bei gegebener Lastkraft F L
und gegebenem Nenndurchfluss
der eingesetzten Ventile erreicht werden kann.
Die Durchführbarkeit eines Modus wird anhand stationärer
Betrachtungen mit den Kontinuitätsgleichungen
ẋ
⋅ AA
= Q1 + Q2 −Q3
(2)
ẋ
⋅ A = Q −Q −Q
(3)
B
3 4 5
dem Kräftegleichgewicht
F = A ⋅ p
L A L
p = p −α
⋅ p
L A B
(4)
(5)
und als turbulent angenommener Ventildurchströmung mit der
Volumenstrombegrenzung
ΔpV
QV = B( γ ) ⋅ ΔpV ≤ Bmax ⋅ Δ pV = QNenn
⋅
(6) (5)
Δp
bestimmt, wobei γ den relativen Öffnungsgrad eines Ventils und
Δp V
die Druckdifferenz am Ventil bezeichnet.
Mit diesen Zusammenhängen lassen sich für Systeme mit aufgeprägtem
Druck theoretische Effizienzgewinne gemäß den Kennfeldern
in Bild 03 ermitteln. Dargestellt sind der Effizienzgrad
P
ε =
P
mit
GSK
hyd
konv
hyd
P p Q
Nenn
(7) (6)
hyd
=
0
⋅
0 (8) (7)
über spezifischer Geschwindigkeit und spezifischer Lastkraft sowie
die Betriebsbereiche der jeweils effizientesten Schaltmodi.
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