Análisis de las características estáticas y dinámicas del electro.

Scientific Reports volumen 13, número de artículo: 15553 (2023) Citar este artículo

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En este estudio, investigamos exhaustivamente la estructura y los principios operativos de la servoválvula de presión electrohidráulica de accionamiento directo giratorio (RDDPV). Nuestro objetivo es establecer las ecuaciones dinámicas que gobiernan el motor, la válvula deslizante y el mecanismo de polarización de la válvula. Además, construimos un modelo matemático para el controlador de la servoválvula, garantizando al mismo tiempo la linealización del modelo del controlador. Además, llevamos a cabo un análisis en profundidad de las características estáticas de la válvula, incluida la linealidad, la zona muerta, el bucle de histéresis y la deriva cero. En cuanto a las características dinámicas, establecemos un modelo matemático dinámico para la válvula RDDPV. Posteriormente, sometemos la servoválvula a un análisis con enfoque en la respuesta de frecuencia y la respuesta dinámica, utilizando la corriente de control como entrada y la presión como salida. Para realizar estos análisis utilizamos el paquete de software SIMULINK de MATLAB, que facilita las simulaciones dinámicas. Sorprendentemente, los resultados de la simulación muestran la conformidad de la válvula con los requisitos de diseño, lo que subraya su idoneidad para posteriores esfuerzos de investigación y desarrollo. A través de nuestra rigurosa investigación, ofrecemos soporte técnico esencial para las próximas etapas de investigación y desarrollo de la válvula, sentando así una base sólida para su futuro avance.

La servoválvula de control de presión electrohidráulica de accionamiento directo giratorio (en adelante denominada RDDPV)1,2 convierte el movimiento giratorio del motor de torsión en el movimiento lineal del carrete de potencia a través del mecanismo de accionamiento excéntrico, para cambiar la relación del área de estrangulamiento de las ventanas de entrada y retorno de aceite y emiten la presión de carga correspondiente; El servocontrol se logra mediante la retroalimentación eléctrica de circuito cerrado de la posición del motor y la presión de salida. Klarecki analizó la influencia de los parámetros del controlador electrónico en las características dinámicas del servosistema electrohidráulico3. Con respecto a investigaciones relacionadas en China, Songjing et al.4 estudiaron el ruido de vibración del motor de torsión y, en su trabajo, la vibración autoexcitada del motor de torsión se suprime agregando fluido magnético al espacio libre de trabajo. En la actualidad, hay relativamente pocas investigaciones sobre las características dinámicas de la servoválvula de presión electrohidráulica de accionamiento directo giratorio.

En respuesta al imperativo de reducir aún más el tamaño para facilitar la integración dentro de sistemas de servocontrol estrechos, como el control de motores de aviones, los esfuerzos en curso, tanto a nivel nacional como internacional, han buscado mejorar las configuraciones del motor, el movimiento de las válvulas deslizantes y las interfaces de accionamiento mecánico5. En particular, en 1966, IBM fue pionera en el motor de bobina móvil6, que posteriormente encontró aplicación en el accionamiento directo de válvulas de corredera hidráulicas por parte de empresas como Parker. Además, las cerámicas piezoeléctricas, reconocidas por su alta densidad de energía y fuerza de salida, se han integrado progresivamente en las válvulas de accionamiento directo. Para abordar los desplazamientos de salida limitados de las cerámicas piezoeléctricas, Beihang propuso una estructura compacta de amplificación de desplazamiento hidráulico, que mejora significativamente la carrera de la válvula deslizante en un espacio limitado, aumentando así el caudal de control y la frecuencia de respuesta de la válvula de accionamiento directo7.

Otra innovación fue introducida por un estudio8, que propone una válvula de accionamiento directo tipo válvula rotativa que reduce efectivamente la fuerza hidrodinámica durante el movimiento del carrete al controlar el tamaño del puerto del acelerador mediante el movimiento giratorio de la válvula deslizante. En un desarrollo separado, la Universidad Tecnológica de Zhejiang introdujo una válvula 2D de respuesta rápida, impulsada por un motor paso a paso para girar la válvula deslizante. Los orificios de alta y baja presión, junto con las ranuras en espiral en el hombro del carrete, forman un medio puente de resistencia hidráulica, lo que permite un servocontrol preciso de la posición horizontal de la válvula deslizante9. Actualmente empleada en el servocontrol de misiles, cabe destacar que el accionamiento del carrete de la válvula 2D sigue la misma configuración que las válvulas tradicionales de dos etapas con la misma presión hidráulica. En consecuencia, su frecuencia de respuesta y sus características cero son susceptibles de deriva debido a cambios en factores externos como la presión y la temperatura del suministro de aceite.

En la década de 1990, surgió una estructura novedosa llamada Servoválvula de control de presión electrohidráulica de accionamiento directo giratorio (RDDPV), que presenta diversos mecanismos de accionamiento giratorio que convierten el par del motor en par de válvula y, posteriormente, en par de servoválvula10. En particular, estos mecanismos de accionamiento giratorio facilitan la conversión del movimiento giratorio del motor en movimiento lineal de la válvula de corredera, con la dirección de rotación del motor y de traslación de la válvula de corredera dispuestas perpendicularmente a la dirección de la servoválvula. Esta disposición estructural hace que la válvula lineal de accionamiento directo sea más compacta y menos sensible a las vibraciones externas que afectan el movimiento de la válvula deslizante. La empresa Woward ha comercializado con éxito válvulas rotativas de accionamiento directo basadas en este principio. A nivel internacional, las válvulas rotativas de accionamiento directo han encontrado aplicaciones progresivas en frenos electrónicos antideslizantes de aeronaves, control de timón y motor de aeronaves, y otros campos.

A pesar de estos avances, el desarrollo de servoválvulas electrohidráulicas rotativas de accionamiento directo permanece en una etapa incipiente. La selección de parámetros estructurales, particularmente aquellos en la interfaz de transmisión, aún carece de claridad y aún no se ha establecido completamente una base teórica para el diseño y la fabricación.

El principio de funcionamiento de la servoválvula de presión electrohidráulica de accionamiento directo giratorio (RDDPV) se ilustra en la Fig. 1 y consta principalmente de un controlador electrónico, un motor de torsión de ángulo limitado, un mecanismo de accionamiento excéntrico, un par de válvulas deslizantes y sensores relacionados. Cuando el comando de entrada del controlador electrónico es 0, el motor de torsión de ángulo limitado no tiene salida de torsión; en este momento, el resorte de reinicio empuja la válvula deslizante hacia el extremo derecho, la entrada de aceite se cierra, la cámara de trabajo y el puerto de retorno de aceite está conectado y la presión de salida de la servoválvula es cero; cuando se ingresa una señal de comando positiva distinta de cero \({{\varvec{i}}}_{0}\), el controlador electrónico realiza cálculos y emite una señal PWM para hacer girar el motor de torque de ángulo limitado, y el el mecanismo de accionamiento excéntrico convierte el movimiento de rotación del motor en un movimiento lineal del carrete de potencia; la válvula deslizante de potencia tiene forma de solapa inferior y el movimiento lineal del carrete cambia las proporciones del área de estrangulamiento de los puertos de entrada y retorno de aceite; la cavidad de carga conectada al puerto \({{\varvec{P}}}_{{\varvec{c}}}\) es una cavidad cerrada y sellada durante el frenado, por lo que la presión en estado estable de la cavidad de carga solo cambia con las proporciones del área de estrangulamiento de los puertos de entrada y retorno de petróleo; el recorrido efectivo del carrete es la cantidad de vuelta inferior11,12. La válvula adopta la forma de retroalimentación eléctrica para el servocontrol; el sensor de desplazamiento de ángulo devuelve el ángulo de rotación del motor de torsión al sensor para formar un circuito cerrado de posición del motor; el sensor de presión retroalimenta la presión de la cámara de trabajo para proporcionar un control externo de presión en circuito cerrado13.

Diagrama esquemático de los principios de funcionamiento de RRDDPV.

La Figura 2 muestra el diagrama esquemático del estado inicial del mecanismo de accionamiento excéntrico en el extremo del eje del motor. En la Fig. 2, la bola y el orificio cilíndrico tienen el mismo tamaño nominal, el origen O del sistema de coordenadas es la intersección entre el eje central de la válvula deslizante y el eje central del orificio cilíndrico, el eje X pasa por O y es paralelo al eje central de la válvula deslizante, y el eje Y pasa por O y es paralelo al eje del motor. Se garantiza que el eje del motor esté en el plano YZ mediante ajuste estructural y de tamaño, y la distancia entre el centro de la bola y el plano XOZ es h.

Diagrama estructural 3D del mecanismo excéntrico al final del eje del motor.

En el estado inicial, el eje central del orificio cilíndrico coincide con el eje Y; cuando el motor gira, el centro de la bola gira alrededor del eje del motor y su movimiento se puede descomponer en movimiento en las direcciones X y Z; el movimiento de la bola en la dirección X hace que el carrete se traslade, cambiando así el área de estrangulamiento de los puertos de entrada y retorno de aceite; el movimiento en la dirección Z hace que el carrete gire alrededor del eje X.

El rotor del motor está bajo el par de accionamiento electromagnético de 14:

donde \({i}_{0}(\mathrm{A})\) es la corriente de entrada del motor; \(\alpha (\mathrm{rad})\) es el ángulo de rotación del rotor del motor; \({k}_{t}\) es el coeficiente de par actual; \({k}_{m}\) es el coeficiente de torsión del ángulo.

La ecuación cinética del rotor del motor es15:

donde \({T}_{f} (\mathrm{N}\cdot \mathrm{m})\) es el par de carga; \( J_{r} ({\text{kg}} \cdot {\text{m}}^{2} ) \) es el momento de inercia del rotor del motor; \({B}_{r}\) es el coeficiente de amortiguación del rotor del motor.

Durante el proceso de apertura, la válvula de corredera tiene movimiento en dos direcciones: traslación a lo largo de la dirección axial de la válvula de corredera y rotación alrededor del eje central de la válvula de corredera. Descomponiendo el movimiento en dos direcciones tenemos:

donde \({F}_{x}(\mathrm{N})\) es la fuerza impulsora para la traslación axial de la válvula deslizante; \({m}_{v}(\mathrm{kg})\) es la masa del carrete; \({x}_{v}(\mathrm{m})\) es el desplazamiento de la válvula deslizante; \({B}_{v}\) es el coeficiente de amortiguación de traslación axial de la válvula deslizante; \({k}_{v}(\mathrm{kN}/\mathrm{m})\) es la rigidez del resorte diagonal; \({x}_{v0}(\mathrm{m})\) es la cantidad de precompresión del resorte de polarización; \({F}_{s}(\mathrm{N})\) es la fuerza hidráulica; \({F}_{f}(\mathrm{N})\) es la fuerza de fricción; \({C}_{d}\) es el coeficiente de flujo en el puerto de la válvula deslizante; \({D}_{v}(\mathrm{m})\) es el diámetro del extremo del carrete; \(\varphi (\mathrm{rad})\) es el ángulo de chorro del orificio de la válvula deslizante; \(U(\mathrm{m})\) es la cantidad de apertura previa de la válvula deslizante; \({P}_{s}(\mathrm{MPa})\) es la presión del suministro de aceite; \({P}_{c}(\mathrm{MPa})\) es la presión de frenado; \({P}_{0}(\mathrm{MPa})\) es la presión del puerto de retorno de aceite;\({T}_{\beta v}(\mathrm{N}\cdot \mathrm{m}) \) es el par motor para la rotación de la válvula deslizante; \({J}_{\beta v}(\mathrm{kg}\cdot {\mathrm{m}}^{2})\) es el momento de inercia de la válvula deslizante respecto de su eje central; \({\beta }_{v}(\mathrm{rad})\) es el ángulo de rotación del carrete alrededor del eje del carrete; \({B}_{\beta v}\) es el coeficiente de amortiguación rotacional de la válvula deslizante.

En la válvula de corredera, el carrete tiene holgura con el manguito de la válvula. Debido a la diferencia de presión entre los dos extremos del carrete, el líquido en el espacio libre formará una distribución de presión asimétrica desde el extremo de alta presión hasta el extremo de baja presión, lo que se puede llamar presión en el lado de la válvula deslizante. Según la teoría del flujo hendido de la mecánica de fluidos, la presión en el lado de la válvula deslizante cambia con el tamaño del espacio libre. Si la holgura cambia simétricamente a lo largo del eje longitudinal del carrete, la presión resultante en el lado de la válvula deslizante es cero. Sin embargo, cuando la holgura cambia asimétricamente a lo largo del eje longitudinal del carrete, la presión resultante en el lado de la válvula deslizante lateral no es cero y la fricción de presión lateral se forma con el movimiento del carrete.

Por lo tanto, la presión asimétrica en el lado de la válvula de corredera puede ser causada por un carrete y un manguito no concéntricos o por una holgura asimétrica debido a diversas razones, como la precisión del mecanizado o el ensamblaje, lo que conducirá además a una fricción de presión lateral. Si la presión en el lado de la válvula deslizante actúa aún más sobre la superficie del carrete y la vuelve excéntrica, la holgura se volverá aún más asimétrica y la presión en el lado del carrete aumentará. En casos severos, la película de aceite entre el carrete y el manguito de la válvula se destruirá, lo que resultará en una fricción seca, lo que aumenta significativamente la fricción entre el carrete y el manguito, lo que resultará en una "sujeción hidráulica" y fallas del equipo. La fuerza de fricción se puede representar como6:

donde \(L(\mathrm{m})\) es el ancho del hombro del carrete y \(D(\mathrm{m})\) es el diámetro del carrete, \(\Delta p(\mathrm{MPa})\ ) es la diferencia de presión entre los dos extremos del carrete.

La fuerza hidráulica en estado estacionario es la fuerza hidráulica sobre el carrete debido a los cambios de caudal y dirección cuando el fluido fluye hacia la cavidad de la válvula y pasa a través de la ventana de control de la válvula, y siempre está en la dirección que intenta cerrar el control. ventana de la válvula deslizante. Según el teorema del momento, la fuerza hidráulica en estado estacionario es:

donde \(W(\mathrm{m})\) es el ancho de la ventana de la válvula deslizante, \({x}_{v}(\mathrm{m})\) es el desplazamiento del carrete, \({P}_ {h}(\mathrm{MPa})\) es la presión en la entrada de la cavidad de la válvula deslizante y \({P}_{s}(\mathrm{MPa})\) es la presión del freno.

La fuerza hidráulica transitoria se genera por la aceleración del fluido. Suponiendo que el aceite no se puede comprimir y que la calidad del aceite en la cavidad de la válvula permanece sin cambios, la tasa de cambio de velocidad del aceite en la cavidad de la válvula es \(\mathrm{d}v/\mathrm{d}t\), el aceite la fuerza de aceleración es16:

Establezca la distancia axial entre la entrada y la salida de la válvula deslizante como \(L(\mathrm{m})\), la densidad del aceite como \(\rho ({\mathrm{kg}/\mathrm{m}}^ {3})\), y \(Q(\mathrm{L}/\mathrm{s})\) es el caudal en la cavidad de la válvula. Entonces, la ecuación. (7) se puede modificar para:

Según la ecuación de continuidad, el flujo en la cavidad de la válvula es el flujo en el puerto de la válvula y se puede obtener la fórmula de estrangulación:

donde \({C}_{v}\) es el coeficiente de flujo; \(\Delta p(\mathrm{MPa})\) es la diferencia de presión entre la entrada y la salida de la cavidad de la válvula.

Según la ecuación anterior, podemos obtener:

En general, el impacto de \(\mathrm{d}(\Delta p)/\mathrm{d}t\) sobre la fuerza hidráulica transitoria es muy pequeño, lo que puede ignorarse. La fuerza hidráulica transitoria está constantemente en la dirección opuesta a \(F\), y la fuerza hidráulica transitoria es:

El motor gira e impulsa el mecanismo excéntrico, el mecanismo excéntrico empuja el carrete para que se mueva linealmente y la bola excéntrica tiene una rotación excéntrica, que también hace que el carrete gire alrededor de su eje. Por lo tanto, el movimiento del carrete se puede descomponer en movimiento lineal a lo largo del eje X y rotación alrededor del eje X. Como se muestra en la Fig. 3, el desplazamiento del movimiento lineal es xv \((\mathrm{m})\), y el ángulo de rotación del carrete alrededor del eje del carrete es \({\beta }_{v}(\ mathrm{rad})\). La cinemática entre el movimiento del carrete y el ángulo del motor \(\alpha \) se puede representar como17:

donde h es la distancia desde el centro de la bola al plano, e es la distancia de excentricidad entre el eje excéntrico y el centro de rotación del motor,

Diagrama esquemático del funcionamiento del mecanismo excéntrico.

Según la Fig. 3, la bola está bajo las fuerzas del carrete de \({F}_{xb}(\mathrm{N})\) y \({F}_{\beta vb}(\mathrm{N} )\), y tenemos

Las funciones principales realizadas por el controlador incluyen acondicionamiento de señal, control de presión de circuito cerrado, control de retroalimentación del ángulo del motor y amplificación PWM. Entre ellos, el acondicionamiento de la señal consiste en convertir la señal de corriente de control de entrada \({i}_{i}\) en la señal de voltaje \({u}_{i}\) y realizar un procesamiento de filtrado de reducción de ruido. El control de presión de circuito cerrado adopta el control PID para convertir la presión hidráulica \({P}_{c}\) en el voltaje correspondiente, y la señal de voltaje es amplificada linealmente por el amplificador y utilizada como señal de retroalimentación de presión \({ arriba}\). Según la diferencia entre la señal de entrada y la señal de retroalimentación de presión, se realizan las operaciones proporcional, integral y diferencial para obtener la señal de salida \({u}_{m}\) del control de presión. Se instala un sensor de desplazamiento angular en el control de retroalimentación de ángulo del motor, que convierte el ángulo del motor \(\alpha \) en el voltaje correspondiente. La señal de voltaje es amplificada linealmente por el amplificador y utilizada como señal de retroalimentación angular \({u}_{\alpha }\) del motor. El coeficiente proporcional de este proceso es el coeficiente de retroalimentación eléctrica del ángulo del motor. Se obtiene la diferencia entre la señal de salida \({u}_{m}\) del control de retroalimentación de presión y la señal de retroalimentación \({u}_{\alpha }\) del ángulo del motor, y la señal final de control del motor es producción. La señal de control del motor requiere amplificación de potencia, y la amplificación de potencia PWM se utiliza para amplificar la señal en \({K}_{PWM}\). En resumen, el modelo matemático de la parte del controlador es18:

En las condiciones de funcionamiento reales del RDDPV, el desplazamiento del carrete es muy pequeño, aproximadamente 0,1 × 10-3 m. Según la ecuación. (12), el ángulo de rotación del motor es de 4,78°, por lo que las Ecs. (12) y (13) se pueden linealizar a

En resumen, la ecuación cinética del rotor del motor en el punto de operación se puede obtener como:

Considerando la compresibilidad del aceite, la presión de freno de salida de la válvula deslizante y el desplazamiento del carrete tienen la relación de 19:

donde E = 1000 MPa es el módulo volumétrico del aceite y \({V}_{t}=0.4 \mathrm{L}\) es el volumen de la cavidad del freno.

La curva característica estática de RDDPV se muestra en la Fig. 4.

Curva característica estática de RDDPV.

La relación entre la desviación máxima de la curva de presión nominal del perfil de ganancia de presión nominal y la corriente nominal se denomina linealidad.

Según la curva de análisis de linealidad de la Fig. 5, la linealidad de RDDPV es del 0,67%.

Curva de análisis de linealidad de DDPV.

Cuando cambia la señal de entrada (señal de corriente) de la servoválvula electrohidráulica, el carrete debe superar cierta resistencia para tener desplazamiento20. Por lo tanto, cuando la corriente diferencial sólo cambia ligeramente, el carrete no tendrá desplazamiento (o el flujo de salida de la servoválvula electrohidráulica no cambia). Este pequeño rango de variación de la corriente diferencial que no es suficiente para cambiar la señal de salida se denomina zona muerta característica estática de la servoválvula. Según los resultados de la simulación de características estáticas, se puede obtener la zona muerta de la válvula RDDPV, que es de aproximadamente 0,4 × 10−3A.

Entre corrientes nominales positivas y negativas, el porcentaje de la diferencia máxima entre las dos corrientes que producen la presión de salida del sistema y la corriente nominal se denomina histéresis cuando se cicla a una velocidad que no funciona dinámicamente21. La curva de análisis de histéresis se muestra en la Fig. 6.

Curva de análisis de histéresis de RDDPV.

La histéresis de la servoválvula es causada por la histéresis magnética del motor de fuerza (par) y la holgura de aceite de la válvula. La holgura de aceite de la válvula es causada por la fricción y la holgura de la pieza de fijación mecánica. El valor del bucle de histéresis cambia con la corriente; cuando la corriente es pequeña, la histéresis disminuye con amplitudes constantes, por lo que la histéresis generalmente no afectará la estabilidad del sistema. El valor del bucle causado por la holgura de aceite es un valor fijo y la holgura de aceite aumentará significativamente cuando el aceite se ensucie, lo que podría provocar inestabilidad en el sistema.

La servoválvula se ajusta en las condiciones de prueba especificadas de acuerdo con los estándares de prueba. Cuando las condiciones de trabajo (presión de suministro de aceite, presión de retorno de aceite, temperatura del aceite de trabajo, corriente cero, etc.) cambian, la posición cero de la válvula cambiará. La relación entre el cambio de la corriente de polarización cero causado por cambios en las condiciones de trabajo, como la presión y la temperatura, y la corriente nominal se denomina deriva cero. Cuando la presión de suministro de aceite se cambia a 11 MPa, la curva característica estática se muestra en la Fig. 7.

Curva de análisis de deriva cero de RDDPV.

Combinando la ecuación, se puede obtener el diagrama de bloques de la función de transferencia de la servoválvula de presión RDDPV, como se muestra en la Fig. 8.

Diagrama de bloques de la función de transferencia de la presión RDDPV.

Control PID de la presión en circuito cerrado externo. El sensor de presión (frecuencia de respuesta > 1 kHz, considerado como un enlace proporcional) se convertirá en el voltaje correspondiente mediante la presión hidráulica \({P}_{c}\), la señal de voltaje mediante la amplificación lineal del amplificador como retroalimentación de presión. señal \({u}_{P}\), el coeficiente de proporcionalidad de este proceso para \({k}_{f2}\) (es decir, \({u}_{P}={P}_{ c}{k}_{f2}\)), conocido como coeficiente de retroalimentación eléctrica de presión de carga; de acuerdo con la señal de entrada \({u}_{i}\) y la diferencia entre la señal de retroalimentación de presión \({u}_{P}\) para las operaciones de proporcionalidad, integración y diferenciación, para obtener el control de retroalimentación de presión señal de salida \({u}_{m}\). Esta metodología de control PID permite una regulación de presión precisa y eficiente en el sistema de circuito cerrado externo. Es muy prometedor para una amplia gama de aplicaciones donde la gestión precisa de la presión es crucial.

Los principales parámetros estructurales de RDDPV se enumeran en la Tabla 1.

En la Tabla 1, te es la constante mecánica del motor, Dv es el diámetro de la cara del extremo del carrete, mv es la masa del carrete, xv0 es la precompresión del resorte de reinicio, h es la distancia desde el centro de la bola al plano , Rc es la resistencia interna del motor, kt es el coeficiente de momento actual, U es la preapertura de la válvula deslizante, Jβv es la inercia rotacional del carrete, kv es la rigidez del resorte de reinicio, e es la distancia de excentricidad entre el eje excéntrico y el motor. centro de rotación, V es el volumen de la cámara de carga.

Las características dinámicas de una válvula generalmente se representan mediante la respuesta de frecuencia. La respuesta de frecuencia de la válvula RDDPV es la relación compleja entre el desplazamiento de salida de la válvula deslizante y la corriente cuando la corriente de entrada tiene una variación sinusoidal de frecuencia variable de amplitud constante dentro de un cierto rango de frecuencia22. Se construye un modelo matemático dinámico basado en el análisis de la válvula RDDPV. La respuesta de frecuencia y la respuesta dinámica de la servoválvula se analizan con la corriente de control como entrada y la presión como salida. Para la simulación dinámica se utiliza el paquete de software SIMULINK de MATLAB.

La respuesta escalonada se utiliza para ilustrar la respuesta transitoria de la válvula. La respuesta escalonada es el proceso de seguimiento de la corriente de entrada escalonada por la presión de salida cuando la presión de carga es cero por debajo de la presión nominal. Considerando la respuesta escalonada de la válvula RDDPV, cuando la presión de suministro de aceite es de 3000 psi, se ingresa la corriente de control de 10 mA a 60 mA y se obtiene la curva de respuesta escalonada, como se muestra en la Fig. 9.

Curva de respuesta al paso de la servoválvula de presión RDDPV.

Cuando la amplitud de la corriente de entrada está en el rango de 0,01 A a 0,06 A, se analiza principalmente la respuesta escalonada. Como se muestra en la Fig. 10, cuando se ingresa corriente a la servoválvula en 1 s, la respuesta de desplazamiento de la presión del freno alcanza un valor estable en 1,08 s. El tiempo de subida, el tiempo pico y el sobrepaso del sistema en la etapa inicial se muestran en el diagrama, en el cual, el tiempo de subida es 0,08 s, el sobrepaso es 3,3% y el tiempo pico es 0,0817 s.

Diagrama parcial ampliado de la respuesta al escalón de la servoválvula de presión RDDPV.

Este estudio profundizó en la estructura y los principios operativos de la servoválvula de presión electrohidráulica de accionamiento directo rotativo del robot (RDDPV). Al establecer modelos dinámicos para el motor, la válvula deslizante y el mecanismo excéntrico dentro de la válvula, así como un modelo matemático para el controlador, examinamos exhaustivamente varias características estáticas de la válvula, incluida la linealidad, la zona muerta, la histéresis y la deriva del cero.

Además, aprovechando el modelo matemático dinámico de la válvula RDDPV, realizamos análisis en profundidad de la respuesta de frecuencia y la respuesta dinámica de la servoválvula, empleando la corriente de control como entrada y la presión como salida. Para lograr esto, utilizamos Simulink en el paquete de software Matlab para simulación dinámica. Los resultados de la simulación demostraron que todos los indicadores de rendimiento cumplían satisfactoriamente con los requisitos especificados, sentando así una base sólida para análisis posteriores relacionados con la confiabilidad, la durabilidad y la anticontaminación.

A través de nuestra rigurosa investigación, hemos proporcionado una comprensión integral del comportamiento del sistema RDDPV y validado su eficacia para cumplir con los criterios operativos. Los conocimientos adquiridos en este estudio contribuyen a la optimización y el avance de las servoválvulas de presión electrohidráulicas de accionamiento directo giratorio para diversas aplicaciones industriales.

Todos los datos generados o analizados durante este estudio se incluyen en este artículo publicado.

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Este trabajo fue apoyado en parte por el Proyecto de Planificación de Ciencia y Tecnología de la ciudad de Qingyang, QY-STK-2022B-151, en parte por el Fondo de Doctorado de la Universidad de Longdong, XYBYZK2301, y en parte por el Programa de Innovación en Ciencia y Tecnología para Jóvenes de la Universidad de Longdong, XYZK2105.

Facultad de Fabricación Inteligente, Universidad de Longdong, Qingyang, China

Jianrui Zhang, Xiaonan Pan, Jinchang Guo y Jianxiao Bian

Facultad de Automatización, Universidad Politécnica del Noroeste, Xi'an, China

Jian Kang

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Conceptualización, JZ y XP; software, JG y JK; validación, JB; Escritura: preparación del borrador original, JZ. Todos los autores han leído y aceptado la versión publicada del manuscrito.

Correspondencia a Jianrui Zhang.

Los autores declaran no tener conflictos de intereses.

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Reimpresiones y permisos

Zhang, J., Pan, X., Guo, J. et al. Análisis de las características estáticas y dinámicas de la servoválvula de presión electrohidráulica del robot. Representante científico 13, 15553 (2023). https://doi.org/10.1038/s41598-023-42860-1

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Recibido: 22 de octubre de 2022

Aceptado: 15 de septiembre de 2023

Publicado: 20 de septiembre de 2023

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

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