CONTROL ACTIVO DEL RUIDO EN UNAINSTALACION HIDRAULICA

Angel Arribas-Nebra∗ Jose A. Castellanos ∗

E. Goenechea ∗∗

∗Depto. Informatica e Ingenierıa de Sistemas,Universidad de Zaragoza,

Marıa de Luna 1, 50018, Zaragoza, Espanaangelarri@gmail.com, jacaste@unizar.es

∗∗ Institut fur Fluidtechnische Antriebe und Steuerungen,Universidad RWTH-Aachen, Alemania

Resumen: Este artıculo describe la experimentacion con diversas estrategiasde control activo del ruido en una instalacion hidraulica, caracterizada por sudinamica no lineal de elevada variabilidad. El objetivo preliminar del control es laeliminacion del ruido en el fluido que origina vibraciones indeseadas en la tuberıasituada aguas abajo de la ubicacion de una bomba radial de aceite. La accion decontrol se ejerce mediante un generador de ondas de presion de aceite acopladoa la citada tuberıa. La comparacion entre las distintas estrategias de controlse realiza atendiendo a tres parametros: estabilidad, velocidad y exito en lacompensacion del ruido. La experimentacion, tanto por simulacion como a travesde un entorno hardware-in-the-loop que interacciona con un banco de pruebas,permiten validar las estrategias propuestas. Copyright c©2007 CEA-IFAC.

Palabras clave: Sistema hidraulico, control activo del ruido, control automatico,Matlab/Simulink, tribologıa

1. INTRODUCCION

La mayor parte de las actuales instalaciones in-dustriales utilizan algun tipo de sistema hidraulicocomo elemento transmisor de energıa debido a suelevado nivel de potencia, flexibilidad, rapidez derespuesta y eficiencia. La normativa legal rela-cionada con la salud y la seguridad a menudoimpone importantes restricciones sobre los nivelesaceptables de ruido en dichas instalaciones, lo queorigina la necesidad de implantar estrategias deatenuacion del ruido.

En general, este ruido indeseado no puede sereliminado completamente, si bien existen un grannumero de dispositivos y tecnicas que permiten

mantenerlo a un nivel aceptable en sectores clavede la actividad economica como son el de laautomocion, los electrodomesticos, el industrialy el de transporte (Skaistis, 1988; Saruta, 1992;Nelson et al., 2002).

En el caso de los sistemas hidraulicos, la fuentede ruido dominante es la bomba, responsabledel suministro de aceite. Durante su ciclo deoperacion, se originan fuerzas alternativas dentrode la bomba que causan vibraciones en sus ele-mentos constituyentes (i.e. el denominado ruidoestructural), e.g. en la tapa del deposito, que sepropagan al aire que esta en contacto con la super-ficie de la bomba. La transferencia del fluido y lavibracion inducida por la estructura a la masa de

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ISSN: 1697-7912. Vol. 4, Núm. 4, Octubre 2007, pp. 87-93

Figura 1. Banco de pruebas del sistema hidraulicousado durante experimentacion formado poruna bomba radial de paletas y un actuador.

aire adyacente generan el ruido ambiental. Estosflujos superpuestos provocan tambien un caudalcon pulsaciones de presion, las cuales forman eldenominado ruido en el fluido (Malecha, 1980),que causa la vibracion de todos los componentessituados aguas abajo de la bomba y el consiguienteruido audible que deberıa ser atenuado.

El presente trabajo considera el problema de laatenuacion del ruido en el fluido en la instalacionhidraulica (figura 1) compuesta por dos elemen-tos fundamentales como son la bomba radial depaletas y el elemento actuador denominado ro-topulse. Se consideraran tecnicas de control ac-tivo del ruido audible (ANC, del ingles ActiveNoise Control) (Gordon and Vining, 1992; Kuoand Morgan, 1999) que actuaran directamentesobre su origen en el interior de la tuberıa detransmision.

El resto del artıculo se estructura de la siguienteforma. En la seccion 2 se presentan los fundamen-tos y estrategias basicas de control activo del rui-do. La seccion 3 describe el entorno de simulaciondesarrollado junto con el analisis de diversos con-troladores. A continuacion, la seccion 4 describela experimentacion con las diversas estructurasde control sobre un banco de pruebas del sistemahidraulico gracias al entorno hardware-in-the-loopimplementado. Finalmente, la seccion 5 extrae lasideas y conclusiones mas importantes del trabajodesarrollado.

2. CONTROL ACTIVO DEL RUIDO

La cancelacion de un sonido o una vibracion in-deseada por superposicion de una onda identicaen contrafase tiene sus orıgenes en los trabajos de(Lueg, 1936). Si denominamos como Pp(x, y, z, t)al campo acustico primario (no deseado) pre-sente en una determinada zona del espacio, ycomo Ps(x, y, z, t) al campo acustico secundario,

Figura 2. Diagrama de bloques del sistema de con-trol ANC desarrollado en el presente trabajo.

generado por algun dispositivo electro-acustico oelectro-mecanico, se producira la cancelacion mu-tua siempre que (Cobo-Parra, 1997):

Pp(x, y, z, t) + Ps(x, y, z, t) = 0 (1)

es decir, tal que se cumplan las siguientes condi-ciones de modulo y argumento:

|Pp| = |Ps| (2)

φp = −φs (3)

donde φ denota el espectro de fase o argumentodel correspondiente campo acustico.

La figura 2 muestra el diagrama de bloques delsistema de control ANC, basado en un esque-ma mixto de realimentacion y prealimentacion(Elliott and Nelson, 1993), disenado en el presentetrabajo y cuyo objetivo es la minimizacion del rui-do audible producido por la pulsacion de presiondel flujo de aceite a la salida de la bomba radialde paletas. Se trata de un control indirecto delruido no deseado en que el campo secundario esgenerado por un dispositivo, acoplado a la tuberıay denominado rotopulse (figura 3), capaz de crearondas de presion de aceite de amplitud y fasedeseadas. Basicamente, el rotopulse esta formadopor una electrovalvula, que gobierna la amplitudde la onda de presion de aceite, y por un mo-tor encargado de generar la fase de dicha ondaconsignada cumpliendo restricciones de tiemporeal.

Del mismo modo que en la mayor parte de lasaplicaciones industriales de las tecnicas de controlANC, el ruido no deseado se considera periodi-co, como el generado por motores, compresores,ventiladores y helices. Partiendo de la informa-cion proporcionada por un sensor inductivo quemide la rotacion de la bomba es posible conocerlas caracterısticas frecuenciales de los primerosarmonicos del ruido. Asimismo, dicha informacionproporciona la senal de sincronizacion necesariapara el sistema de control. Finalmente, el sensorsituado al final de la tuberıa mide la presiondinamica del flujo de aceite, es decir, la onda de

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Figura 3. El rotopulse, dispositivo responsable dela generacion del campo secundario.

ruido residual tras la accion del sistema de controlANC, senal que es posteriormente realimentadaal controlador para el calculo de la accion en elsiguiente instante de muestreo.

3. ANALISIS POR SIMULACION

Esta seccion describe el analisis por simulacion deldesempeno obtenido por diversos tipos de contro-ladores en cuanto a su capacidad de atenuaciondel ruido no deseado en la instalacion hidraulicadescrita con anterioridad.

3.1 Entorno de simulacion desarrollado

La figura 4 muestra el diagrama de bloques delsistema de control simulado desarrollado en elentorno Matlab/Simulink. Como puede verse endicha figura, se generan de forma sincronizadatanto los armonicos de interes de la senal de ruidocomo la onda de presion.

La accion de control consta de la amplitud y lafase de la senal de compensacion, posteriormentegenerada, que se hace interferir con la senal deruido original. Para el calculo de dicha accion decontrol se aplican sendos controladores tanto ala parte real como a la imaginaria de la senalresultante de la combinacion de la salida de losmodulos de generacion de armonicos y de gen-eracion de ruido citados anteriormente. En estetrabajo los controladores usados seran identicostanto para la amplitud como para la fase, ası comopara los distintos armonicos de la senal de ruidoanalizados.

3.2 Analisis de diversos tipos de controladores

El sistema hidraulico objeto de estudio se carac-teriza por su variabilidad a lo largo del tiempode operacion ası como por la influencia de pertur-baciones no lineales debidas a las variaciones depresion tanto en la bomba como en la tuberıa,

por lo que el diseno de los controladores vienecondicionado por unas exigentes especificacionesen todo el rango de velocidades de revolucion dela bomba, especialmente por encima de 2000 rpm.La presencia de accion integral en dicha accion decontrol se deriva directamente de la necesidad deanulacion del error en regimen permanente dadaslas caracterısticas del proceso a controlar.

Como solucion de referencia en cuanto al disenodel sistema de control ANC se refiere, se consideraun controlador PID estandar por su amplia pres-encia en la mayor parte de los actuales procesosindustriales. Tras los ensayos iniciales, que descar-tan la utilizacion del modo derivado por sus prob-lemas de elevadas acciones iniciales y de amplifi-cacion del ruido en la senal, se obtiene el siguienteajuste de los parametros del PID estandar: Kp =0.25, Ki = 2.35 y Kd = 0. Durante la simulacion,el sistema de control ANC basado en este contro-lador obtuvo resultados satisfactorios en cuanto ala capacidad de atenuacion del ruido no deseadoen el rango de velocidades de la bomba de 500rpm a 4000 rpm. En particular, la figura 5(arriba)muestra el desempeno de dicho controlador parauna velocidad de giro de la bomba de 1500 rpm.

Con objeto de analizar la influencia de la no lineal-idad sobre la compensacion del ruido no deseado,se experimenta con una segunda alternativa enla que se combina un controlador borroso conun control integral. Para el calculo de la accionborrosa se utiliza un mapa de reglas (no lineal) alque se introducen tanto la senal de error como suvariacion como entradas al mapa de reglas, y enel que la accion integral se calcula directamentea partir de la senal de error (Jantzen, 1998). Lafigura 5 muestra la comparacion del desempeno deambas estrategias de control donde puede apre-ciarse la evolucion temporal de las pulsaciones depresion resultantes tras la aplicacion del contro-lador PID estandar(arriba) y del controlador bor-roso (abajo). Desde el punto de vista del tiempode respuesta, el controlador borroso ofrece mejoresprestaciones ya que tras 0.16 s de la activaciondel control, la pulsacion se mantiene por debajode 0.16 bar, lo que representa una cancelacionsuperior al 87% de la senal original. En el caso delPID estandar dicha cancelacion, tras ese mismotiempo transcurrido, supera ligeramente el 61%de la magnitud inicial. Aunque inapreciable por eloıdo humano, esta diferencia de comportamientopuede afectar notablemente a los componentesmecanicos de la estructura mecanica aguas abajode la bomba. Una mayor rapidez del controladorPID originarıa la presencia de una elevada sobre-oscilacion con lo que se degradarıan sus presta-ciones. A pesar de la mayor rapidez de eliminacionde la componente principal de la senal de ruido,el controlador borroso mantiene valores significa-tivos de amplitud, superiores a los del controlador

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SincronizaciónGeneradorarmónicos

Fuentesecundaria

Generadorde ruido

Ondade presión

Medida y Control

++

Sen, Cos

Interferencia

Figura 4. Diagrama de bloques del sistema de control desarrollado mediante el software Matlab/Simulink.

Figura 5. Comparacion del desempeno de las estrategias de control PID estandar (arriba) y bor-roso+integral (abajo) analizas en la simulacion.

PID, durante mayor tiempo, reduciendose ası loque podrıamos denominar velocidad de conver-gencia.

Finalmente, y motivado por la dinamica variabledel sistema objeto de estudio se experimenta conun tercer controlador, en este caso un controladorPID adaptativo para el que se considera un ajustedinamico de los parametros partiendo de la inicial-izacion por el metodo del rele (He et al., 1993; Ru-bio and Lopez, 1996). Como puede verse en lafigura 6, para el caso de una velocidad de rotacionde la bomba de 1500 rpm, este controlador per-mite obtener una adecuada atenuacion del ruidono deseado. La figura 7 compara el desempeno delos controladores PID estandar y PID adaptativo,donde se observa la reduccion en el tiempo derespuesta de este ultimo a costa de una mayorsobreoscilacion.

4. EXPERIMENTACION EN EL BANCO DEPRUEBAS

El sistema hidraulico real sobre el que se hanexperimentado las diversas estrategias de controlactivo del ruido (figura 1) se compone de diversoselementos fısicos entre los que cabe destacar:

La bomba hidraulica, que realiza el movimien-to del aceite por medio de un rotor ranu-rado en el que se alojan las paletas, y queesta acoplado al eje de accionamiento y giradentro de un anillo de forma excentrica.Los sensores de temperatura del fluido, depresion estatica en el interior del conductoy de presion dinamica (relacionadas con elruido) en el interior del conducto.El sensor inductivo, fundamental para el sis-tema de control ya que proporciona la fre-cuencia de revolucion de la bomba, a la vez,que sincroniza la generacion de armonicos.

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Figura 7. Comparacion de la amplitud del 8o armonico (arriba) y de la accion de control PID (abajo)sin adaptacion (izquierda) y con adaptacion (derecha) de sus parametros.

Figura 6. Resultado de la compensacion del ruidono deseado obtenida tras la aplicacion delcontrol PID adaptativo.

El RALA, elemento que evita la reflexion dela onda al llegar al final de la tuberıa.El rotopulse, que como se ha comentadoanteriormente, permite introducir una ondade presion de aceite a partir de una consignade amplitud (controlada por una valvula)y otra consigna de fase (controlada por unmotor paso a paso).

Para la experimentacion con dicho banco de prue-bas, se ha desarrollado un entorno de simulacionhardware-in-the-loop, en el que el intercambio dedatos se realiza a traves de una tarjeta contro-ladora dSPACE junto con el software de desarrolloControl Desk (dSPACE, 2004). El usuario se co-munica con el sistema a traves de una pantalla deexplotacion que permite la visualizacion de datosy senales, la activacion y desactivacion del control

automatico, la modificacion parametros e incluso,la adquisicion automatica de datos. El entornoSimulink permite el desarrollo de los diversos al-goritmos de control ası como del interfaz con latarjeta de comunicaciones.

A traves de este entorno hardware-in-the-loop seha desarrollado diversas pruebas con dos nivelesde presion de 20 y 60 bares, y para con tres nivelesde temperatura del aceite, 30oC, 45oC y 60oC.Asimismo, se consideran velocidades de rotacionde la bomba entre 500 rpm y 3000 rpm. La to-talidad de las pruebas se realizan sin reflexion, esdecir, la onda de presion en el fluido no rebotaal llegar al final de la tuberıa. Para ello se hadispuesto un dispositivo que permite regular man-ualmente esta reflexion. Finalmente, el depositode aceite debe mantenerse a un nivel alto paraevitar la aireacion, hecho que dificultarıa la tomade datos.

De la experiencia obtenida a traves del estudio desimulacion descrito en la seccion 3 el controladorseleccionada para realizar el control sobre el bancode prueba es el PID estandar sin modo deriva-do ya que el resto de controladores analizadosno proporcionan una clara ventaja en cuanto acumplimiento de las especificaciones se refiere. Noobstante, tras la experimentacion en el banco depruebas, se observa que dicho controlador pre-senta problemas para velocidades de giro de labomba superiores a 2000 rpm. Tras un analisispormenorizado, se modifica el proceso de mediday se limita la integracion de la senal de error a unavez por cada revolucion de la bomba.

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Figura 8. Grafica (60 bar, 45oC). Amplitudes y fases medidas sin (lınea superior) y con (lınea inferior)compesacion de la pulsacion del ruido en el banco de pruebas.

La figura 8 representa la amplitud y la fase del 8o

armonico (claramente predominante en la senalconsiderada) de la pulsacion de ruido medidapara una presion estatica de 60 bares y unatemperatura del aceite de 45oC. Se observa comose alcanza una buena compensacion hasta 3000rpm lo que supone una enorme mejora respectode tecnicas desarrolladas con anterioridad quelimitaban el rango de compensacion a las 2000rpm en el mejor de los casos.

La figura 9 resulta ser enormemente representati-va del exito o del fracaso en la compensacion delruido en el fluido. Se trata de una comparacionentre los espectros frecuenciales correspondientesa la pulsacion producida por la bomba con y sincompensacion del ruido. Por otra parte, tambiense pueden apreciar las caracterısticas de la pul-sacion, se observan los tres armonicos principales(8o, 16o y 24o) y sus magnitudes. Resulta de graninteres ya que representa el lımite alcanzado enel control de la instalacion. Las revoluciones de labomba se han incrementado hasta 3000 rpm, sinembargo, el controlador responde perfectamentey consigue anular por completo la amplitud delarmonico, el cual se situa en esta ocasion en los400 Hz de frecuencia. Hacer notar que la ampli-tud del armonico a esta velocidad alcanza valoreselevados de hasta 6 bares de presion.

Se comentan a continuacion algunas de las lim-itaciones y dificultades encontradas en la experi-mentacion sobre el banco de pruebas:

Debido al diseno del rotopulse no es posible lacompensacion del ruido generado a 3000 rpmcon una presion en la tuberıa de 10 bares, almargen de las limitaciones de cualquier actu-

ador en cuanto a caudal maximo, velocidadmaxima de motor, etc.Ligeras desviaciones en la medida de la fre-cuencia de revolucion de la bomba, realizadaa traves de un sensor inductivo, generan er-rores en la senal de sincronismo, clave en laadecuada realizacion del control ANC.Aparecen pequenos errores en el desempenodel sistema de control debido a la distanciade unos 35 cm existente entre el punto demedicion, con el sensor de presion dinamica,y el punto de aplicacion de la accion a travesdel rotopulse.

5. CONCLUSIONES

El presente trabajo ha considerado la aplicacionde tecnicas de control activo del ruido a la aten-uacion del ruido en el fluido presente en una insta-lacion hidraulica, compuesta fundamentalmentepor una bomba radial de paletas y un elementoactuador denominado rotopulse.

Tras la simulacion y la experimentacion sobre unbanco de pruebas se concluye que las tecnicasanalizadas permiten una adecuada atenuacion delruido no deseable hasta valores de velocidad derotacion de la bomba de unas 3000 rpm, amplian-do notablemente el rango de velocidad controlablecon tecnicas anteriores.

Como trabajo futuro se contempla la mejora delas prestaciones del entorno de simulacion desar-rollado de tal forma que refleje con mayor fidelidadlas caracterısticas del sistema real. Ası mismo sepretende profundizar en el diseno de sistemas decontrol adaptativo y robusto y ensayar con algo-ritmos LMS y FxLMS (Kuo and Morgan, 1996; El-

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Figura 9. Comparacion del espectro de la senal de ruido no deseado con y sin compensacion con lastecnicas de control ANC descritas en el trabajo.

liott, 2001) que permitan mejorar las prestacionesde los controladores presentados en este artıculo.

6. AGRADECIMIENTOS

Los autores agradecen la financiacion recibidadel programa europeo Socrates-Erasmus que hapermitido la realizacin del presente trabajo enel Instituto IFAS de la Universidad RWTH deAachen (Alemania).

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