L’hydraulique huile

Servovérin simple-effet SV-SE

1) Introduction

Connaissant les caractéristiques dimensionnelles du vérin simple effet (Alésage, course) ainsi que la pression d'alimentation (pression à l'entrée de la servovalve), ce programme permet d'évaluer l'effort maximum (effort à l'arrêt) et l'effort optimum en mouvement (2/3 de l'effort ci-dessus) en donnant de nombreuses informations suivant l'asservissement envisagé.

En rentrant l'effort réel ainsi que la vitesse souhaitée en charge, le programme recommande plusieurs débits nominaux pour la servovalve suivant son raccordement et le type choisi (servo-valve à 2, 3 ou 4 orifices)

Il faut alors confirmer le débit nominal* de la servovalve choisie et rentrer quelques données complémentaires telles que la fréquence propre de la servovalve, la longueur des tuyauteries entre celle-ci et le vérin, la masse liée au vérin et confirmer le type de servo-valve choisi :

cas 2) Servo-valve  2 orifices 1 voie.	cas 3) Servo-valve 3 orifices 2 voies	cas 4) Servo-valve 4 orifices 2 voies (4 orifices avec  3 orifices utilisés)	cas  SP Servo-pompe

On obtient alors un récapitulatif des performances de l'asservissement vitesse, position ou pression (au choix).

Dans ce dernier cas on doit confirmer la raideur mécanique, celle-ci pouvant avoir une importance non négligeable sur les performances de l'asservissement. Lorsque l’on utilise une servovalve on est tenu au courant du rapport pression charge/pression d'alimentation correspondant au rapport entre l'effort réel fournis pendant le mouvement et l'effort à l'arrêt.

Il faut reconsidérer la taille du vérin ou la pression d'alimentation si l’on juge que ce rapport est trop éloigné de la valeur optimum de 0,66.

Ce rapport est généralement compris entre 0,5 et 0,8. 

-   0,5 est une valeur minimum acceptable si l'on souhaite réduire la taille de la servovalve au détriment de la taille du vérin  (en améliorant notablement la précision )

-   0,8 est une valeur maximum acceptable si l'on souhaite réduire la taille du vérin au détriment de la taille de la servovalve (en affectant légèrement la précision)

Un rapport de l'ordre de 0,8 peut aussi être utilisé dans le cas où la servovalve est remplacée par une valve proportionnelle. 

Le diamètre des tuyauteries entre le vérin et la servovalve dépend de la vitesse de fluide choisie.
Dans le cas des systèmes asservis les tuyauteries sont généralement courtes et des vitesses de 8 voire 10 m/s sont acceptables.

Les performances sont calculées pour un module d'élasticité du fluide par défaut de 10 000 bar, l'utilisateur peut cependant choisir une valeur différente. (air dans l'huile ou micro-émulsion)

2) Note technique

    1) Vitesses avec effort extérieur F s'opposant à la sortie du plongeur.

Avec servo-valve à 2 ou 3 orifices
- Sortie plongeur V_s = (Q_N / S) . [( PA - F/S) / 70]^0,5 
- Rentrée plongeur V_r = (Q_N / S ) . [(F/S) / 70]^0,5

Avec servovalve à 4 orifices    (un orifice  bouché)
- Sortie plongeur V_s = (Q_N / S) . [( PA - F/S) / 35] ^0,5
- Rentrée plongeur V_r = (Q_N / S) . [(F/S)/ 35] ^0,5

avec : P_A Pression d'alimentation servovalve
Q_N Débit nominal servovalve
S Section principale
F Effort extérieur

CAS PARTICULIERS Vitesse à vide .................... F = 0

   2) Raideur et fréquence propre hydraulique

- raideur hydraulique

Cas des servovalve r_h = F/Dx = 2BS²/ V
Cas des servopompes r_h = F/Dx = BS²/ V

Nota la raideur mécanique d'un vérin ou d'une portion de tuyauterie est  environ 10 fois plus élevée que celle de l'huile minérale
(rm = 8rh pour une contrainte de 10 daN/mm2 dans l'acier et une pression de 150 bar)

3 ) Pulsation propre hydraulique

Cas des servovalves w_h = ( r_h / m)^0,5 = Ö2 ·S / (bVm) ^0,5
Cas des servopompes w_h = ( r_h / m) ^0,5 = S / (bVm)^0,5
fréquence hydraulique fn = 2pw_h

4) Amortissement

Le facteur d'amortissement à pour valeur Z = fmw_h / 2S²
(voir abaque servovérins dans les généralités)

avec : m masse liée au vérin
V volume de fluide sous compression(vérin à mi course)
B = 1/b coefficient de compressibilité du fluide
S section utile du vérin

     5) Gain de boucle K

A) asservissement position

- La servovalve (ou la servopompe) a une fréquence élevée par rapport à la fréquence
                        propre hydraulique
K1 £ Z w_h soit K1 £ 1,9 fh pour Z=0,3 ( 3,1 fh pour Z=0,5)

- La servovalve (ou la servopompe) a une fréquence faible par rapport à la fréquence propre hydraulique K1 £ w_SP / 2

Nota : lorsque les 2 fréquences sont voisines ont peut prendre la plus faible des deux valeurs

B) asservissement pression

Fréquence critique basse w1 = ( rm / m)^0,5
Fréquence critique haute w2 = [(rm + rh) / m] ^0,5

Gain de boucle lorsque la servovalve ou la servopompe ont des fréquences extérieures à la zone critique :
servovalve K2 £ 2p fSV servopompe K2 £ 2p fSP

Ne pas prévoir une servovalve ayant une fréquence propre intérieure à la zone critique

6) Erreur dynamique maximum

A) asservissement position e position = V / K1 avec V = vitesse

B) asservissement pression e pression= g / K2 avec g = gradian d'augmentation de pression bar/s

3) Régimes transitoires

a) mise en vitesse :

vitesse v(t) = ekt -1 accélération g (t) = 2kek        
a( ekt +1) a (ekt +1)2

Avec a = (S/QN).(70/PA)^0,5 et k = 1/m . 2 a S PA

    Courbe de mise en vitesse d'un servo-vérin avec une servo valve:

- Ayant une section utile de 13 cm²
- Equipé d'une servovalve ayant un débit nominal de 50 l/mn
- Alimenté à 65 bar
  - Entraînant une masse de 240 kg.
L'accélération diminue au fur et à mesure que la perte de charge dans la servovalve augmente.
Lorsque la perte de charge dans la servovalve est égale à la pression d'alimentation la vitesse arrête d'augmenter .

Ralentissement (cas de l’asservissement position)

vitesse v(t) = vmax e^-t/t décélération g (t) = vmax / t e^-t/t

Avec : t constante de temps du système en boucle fermée t = 1/K1
K1 gain du bouclage position

Courbe de ralentissement pour le servovérin ci-dessus bouclé en position.

La courbe est tracée pour un gain de boucle K1 de 50 T^-1
compte tenue de:
- sa course de 380 mm et du volume de fluide V.
- d'une fréquence propre hydraulique de 32 hz
- d'un facteur d'amortissement de 0,25.
  On retrouve la constante de temps t= 0,02 s (1/K1) 
La masse en mouvement est pratiquement positionnée après 5t.
La décélération est maximum pour t=0 g = v_max / t. 
La tangente à la décélération initiale coupe l'axe des abscisses sur la valeur   t= 0,02 s

4) Algorithme

5)  Aide contextuelle

AIDE EN LIGNE  (CTRL  F6)
Il est possible de contrôler la décompression du vérin avec la servopompe.

Les servovalves à 4 ou 3 orifices peuvent assurer la décompression.
Pour obtenir une vitesse équivalente sur le vérin, la servovalve à 4 orifices devra avoir un débit nominal plus élevé que celle à 3 orifices.
(voir la définition du débit nominal de la servovalve)

Lors de l’utilisation du programme, des valeurs irréalistes provoquent suivant les cas :

           -   Un message d'erreur L
- Des recommandations J

6)  Le Programme

DEBUT DU PROGRAMME

Avec les servovérins assurant un bouclage position on peut avantageusement augmenter la vitesse de passage du fluide dans les tuyauteries afin de diminuer le volume de fluide sous-compression.
Après avoir indiqué le module de compressibilité du fluide et précisé si l’on utilise une servovalve ou une servopompe (dans le cas présent une servovalve), le programme demande de proposer un diamètre plongeur et de préciser la course du vérin.
Un effort résistant optimum est alors proposé par le programme, 
l’opérateur ayant la possibilité de choisir une valeur sensiblement différente.

Dès que la valeur d’effort résistant ainsi que la vitesse souhaitée en charge sont confirmée, le programme propose 2 débits nominaux pour la servovalve ainsi que 3 modes de raccordements adaptés aux différentes servo-valves .

Avec le circuit 3) et un débit nominal servovalve de 100 l/mn proche du débit nominal proposé, le programme demande de confirmer la longueur de la tuyauterie et la masse entrainée par la tige du vérin.
Il  ne reste plus qu’à confirmer la fréquence propre de la servovalve utilisée et choisir son mode d'asservissement: position, vitesse ou pression.

7) Asservissement position

Dès que l’on a précisé son désir d’asservir par exemple 
le vérin en position ( PO)
le programme a assez d’éléments techniques pour calculer

Il confirme les valeurs d’entrées….et donne les valeurs de sorties moyennant une pression sur la barre d’espace.

Une 2^ème pression sur la barre d’espace permet d’obtenir les diamètres et l’épaisseur des tuyauteries, ainsi que les performances de l’asservissement position.

Une 2^ème pression sur la barre d’espace permet d’obtenir les diamètres et l’épaisseur des tuyauteries, ainsi que les performances de l’asservissement position.

8)  Asservissement vitesse

Lorsque l’on choisit un asservissement vitesse le programme pose une question qui peut sembler bien embarrassante ?
En fait le programme communique des informations sur la fréquence et le déphasage du système hydromécanique.
Pas de panique ! prenez votre temps.
En compulsant les courbes de réponse en fréquence de la servovalve et en ajoutant les déphasages de celle-ci vous devez pouvoir répondre à cette question.

On améliore l’asservissement en choisissant une servovalve de qualité ayant une bonne réponse dynamique et ne créant qu’un petit déphasage additionnel de l’ordre de 10° à 90hz et un affaiblissement raisonnable en amplitude de –3db.
Dès que l’on valide la valeur –3db le programme calcule et communique les valeurs d’entrées.

Si l’on continue avec la barre d’espace d’explorer les valeurs de SORTIE de l’asservissement vitesse on risque d’être un peu déçu par la précision et le bain de boucle obtenu.
En pratique il faut demander à un électronicien de vous aider en plaçant un correcteur type intégrateur bien adapté à l’asservissement vitesse.  
Ce correcteur peut être « placé » correctement par ce dernier en fonction du tableau ci-dessus et en se reportant au correcteur type intégrateur développé au chapitre théorie .  (1/t = 2 p x 10 avec t = RC )

9) Asservissement pression

Les valeurs de sortie ci-dessus sont communiquées par le programme pour des données correspondant à un circuit type de presse à filer de 2500 tonnes.
Le système est parfaitement stable avec les gains de boucle indiqués ci-dessus.
La presse étant particulièrement rigide, les fréquences critiques hydromécaniques sont très élevées. 
La précision de l’asservissement pression est bonne et n’est pas affectée par la fréquence relativement basse de la servopompe.

 Les chiffres indiqués montrent que dans un tel système, les volumes de fluide associés à la compressibilité du fluide sont importants. L’auteur a asservi ainsi de nombreuses presses à filer sur ce principe

10) Coupes fonctionnelles servovalves

Coupe fonctionnelle Servovalve 2 orifices L'orifice de sortie A de la servovalve étant raccordé au récepteur hydraulique est soumis à la pression induite par la charge.  Les servovalves à 2 orifices OILGEAR TOWLER comprennent un dispositif d'équilibrage évitant que les variations inévitables de la pression charge ne provoque un effort perturbateur sur le tiroir principal.  La pression induite par la charge est ramenée sur une section d'équilibrage S1 située dans le système de contrôle supérieur, assurant un positionnement plus précis du clapet principal indépendamment de la pression dans le récepteur hydraulique.

Coupe fonctionnelle servovalve 4 orifices   (cas 4)
Les figures ci-dessus montrent :
 - à gauche : le raccordement prévu pour le moteur couple des servovalves OILGEAR raccordement en parallèle des 2 bobines de 90 W  soit une impédance globale de 45 ohms
  - à droite :  les courbes typiques de réponse en  fréquence d'une servovalve OILGEAR standard à 4 orifices .
La figure ci-contre permet de comprendre le principe de fonctionnement des 
servovalves OILGEAR TOWLER à 4 orifices.
1. à gauche servovalve au repos. (aucun courant dans les bobines du moteur couple)
2. à droite servovalve avec un courant circulant dans les 2 bobines du moteur couple. 
Par effet magnétique, ce courant provoque une flexion du tube en bérilium bronze vers la gauche et déplace l'extrémité de l'armature vers la droite. Les pressions dans les deux buses situées à l'intérieur du tiroir principal sont alors déséquilibrées et le tiroir se déplace vers la droite jusqu'à ce que les pressions soient à nouveau équilibrées dans les 2 chambres situées en extrémité du tiroir.
Lorsque le courant s'inverse, la flexion du tube s'effectue vers la droite et le tiroir de puissance se déplace vers la gauche

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