Smarte Strukturen und Systeme: Tagungsband des 4SMARTS Symposiums vom 6. - 7. April 2016 in Darmstadt 9783110469240, 9783110467130

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Tobias Melz und Martin Wiedemann (Hrsg.) Smarte Strukturen und Systeme

Weitere empfehlenswerte Titel Mensch-Maschine-Interaktion Andreas Butz, Antonio Krüger, 2014 ISBN 978-3-486-71621-4, e-ISBN 978-3-486-71967-3

IT-Sicherheit, 9. Auflage Claudia Eckert, 2014 ISBN 978-3-486-77848-9, e-ISBN 978-3-486-85916-4

Data Mining, 2. Auflage Jürgen Cleve, Uwe Lämmel, 2016 ISBN 978-3-11-045675-2, e-ISBN (PDF) 978-3-11-045677-6, e-ISBN (EPUB) 978-3-11-045690-5

Informatik und Gesellschaft Andrea Kienle, Gabriele Kunau, 2014 ISBN 978-3-486-73597-0, e-ISBN 978-3-486-78145-8

Smarte Strukturen und Systeme Tagungsband des 4SMARTS-Symposiums 6.–7. April 2016, Darmstadt Herausgegeben von Tobias Melz und Martin Wiedemann

Herausgeber Prof. Dr.-Ing. Tobias Melz Institutsleiter Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF Bartningstr. 47 64289 Darmstadt Herausgeber Prof. Dr.-Ing. Martin Wiedemann Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt (DLR) Direktor des Instituts für Faserverbundleichtbau und Adaptronik Lilienthalplatz 7 38108 Braunschweig

ISBN 978-3-11-046713-0 e-ISBN (PDF) 978-3-11-046924-0 e-ISBN (EPUB) 978-3-11-046734-5 Set-ISBN 978-3-11-046925-7 Library of Congress Cataloging-in-Publication Data A CIP catalog record for this book has been applied for at the Library of Congress. Bibliographische Information der Deutschen Nationalbibliothek Die Deutsche Nationalbibliothek verzeichnet diese Publikation in der Deutschen ­Nationalbibliografie; detaillierte bibliografische Daten sind im Internet über http://dnb.dnb.de abrufbar. © 2016 Walter de Gruyter GmbH, Berlin/Boston Umschlagabbildung: DLR Satz: Konvertus Druck und Bindung: CPI books, GmbH, Leck ♾ Gedruckt auf säurefreiem Papier Printed in Germany www.degruyter.com

4SMARTS-Beirat Dr.-Ing. Martin Aenis Mecatronix AG Prof. Dr.-Ing. Horst Baier Technische Universität München Prof. Dr.-Ing. Thilo Bein LOEWE-Zentrum AdRIA Prof. Dr.-Ing. Welf-Guntram Drossel Fraunhofer-Institut für Werkzeugmaschinen und Umformtechnik IWU Dr. phil. nat. Ursula Eul Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF Dr.-Ing. Hans-Jürgen Karkosch ContiTech Vibration Control GmbH Prof. Dr.-Ing. Rolf Lammering Helmut-Schmidt-Universität, Universität der Bundeswehr Hamburg Dipl.-Ing. Stefan Linke Invent GmbH Dr.-Ing. Dirk Mayer Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF Prof. Dr.-Ing. Tobias Melz Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF Prof. Dr.-Ing. Hans-Christian Möhring Otto-von-Guericke-Universität Magdeburg Prof. Dr.-Ing. Hans Peter Monner Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V. (DLR) Dipl.-Ing. Dr. Manfred Nader LCM Linz Center of Mechatronics GmbH Dipl.-Ing. Klaus Osterhage Adam Opel AG Prof. Dr.-Ing. Stephan Rinderknecht Technische Universität Darmstadt Dr. rer. nat. Andreas Schönecker Fraunhofer-Institut für Keramische ­Technologien und Systeme IKTS

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 4SMARTS-Beirat

Prof. Dr.-Ing. habil. Stefan Seelecke Universität des Saarlandes Prof. Dr.-Ing. Michael Sinapius Technische Universität Braunschweig Prof. Dr.-Ing. Martin Wiedemann Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V. (DLR)

Inhalt Aktive Gestaltkontrolle/Morphing Gramüller B. Pressure-actuated cellular structures: design and evaluation  Kintscher M., Kirn J., Monner H.P. Integration von Funktionslagen in Formvariable Strukturen 

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Hübler M., Nissle S., Gurka M., Wassenaar J. Realisierung adaptiver Turbulatoren mittels Formgedächtnislegierungselementen und Faserkunststoffverbunden – ein skalierbares Aktorikprinzip   33

Aktive Schwingungsbeeinflussung Möhring H-C., Lerez C., Wiederkehr P. Aktive Schwingungskompensation bei der Bearbeitung dünnwandiger Bauteile   45 Lapiccirella G., Rohlfing J., Jungblut T. Power consumption and performance limit estimation of Smart Actuators for Active Vibration Control   56 Bucht A., Pagel K., Ullrich M., Kunze H. Piezo-based feed drives for advanced manufacturing processes  Steinmetz J., Sinapius M., Takagi K., Jikuya I., Ikegame T. Development of a Piezoelectric Inertial Vibration Absorber 

 69

 82

Tamm C., Thiel J., Bartel T., Atzrodt H., Herold S. Methodisches Vorgehen zur Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens eines Fahrzeugs   95

Aktive und semi-aktive Systeme Zellhofer M., Humer A., Dorninger A., Reininger A., Wenninger J., Reischl D. Neuartiger Schwingförderer   109

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 Inhalt

Kletz B.T., Melcher J. Adaptronische Bestimmung von aerodynamischen Lasten an Außenspiegeln von Fahrzeugen   121 Jackel M., Kloepfer J., Matthias M. Hybrider magnetorheologischer Dämpfer 

 132

Haase T., Unruh O., Algermissen S., Pohl M., Monner H.P. Entwicklung eines aktiven Lärm- und Vibrationsreduktionssystems für einen Rumpfabschnitt einer Dornier 728   140 Türke S. The influence on longitudinal vibrations of a semi-, active magnetorheological system in suspension of passenger cars   152

Funktionsintegration Schüller M., Lipowski M., Grossmann T., Tröltzsch J., Geßner T., Kroll L. Integration von Mikro- und Nanosystemen in Hybride Strukturen   161 Winkler A., Modler N., Dannemann M., Starke E., Holeczek K. Aktive faserverstärkte Thermoplastverbunde mit materialhomogen integrierten Piezokeramikmodulen – ein Ausblick   172 Salloum R., Töws P., Schmidt S., Mayer D., Spancken D., Büter A. Vibration damping of a composite control arm through embedded piezoceramic patches shunted with a negative capacitance   182 Klein L., Middendorf P. Designte Sensorfunktionalität im Automobilleichtbau mit Faserverbundkunststoff (eine Systembetrachtung)   194

Modellierung, Simulation und Optimierung smarter ­Strukturen und Systeme Li S., Ochs S., Slomski E., Melz T. Anwendung stochastischer Simulationstechniken an smarten Systemen mit reduziertem Simulationsaufwand   211

Inhalt 

Ochs S., Li S., Slomski E., Melz T. Effiziente Validierung stochastischer Sensitivitätsanalysen an smarten Systemen   223 Millitzer J., Ranisch C., Kloepfer J. Electrical Power-Hardware-In-The-Loop simulation for the early validation of power amplifiers used in Active Vibration Control  Fietzek R., Foulard S., Rinderknecht S. Mehrgrößenregelung des Car-in-the-Loop-Prüfstands 

 235

 248

Nissle S., Hübler M., Gurka M. Modellierung des elektrischen Widerstands von Formgedächtnislegierungen – Self-sensing für die Zustandsüberwachung von aktiven Hybridverbunden   258 Mallapur S., Platz R. Description and evaluation of uncertainty in the early development phase of a beam-column system subjected to passive and active buckling control   269

Neue Materialien und Strukturen John M., Jacob T., Haase K.-H. Integration von Faser Bragg Gitter Sensoren (FBGS) in thermoplastische Laminate   283 Motzki P., Nalbach S., Seelecke S. Hydraulisches Schaltventil mit FGL-Draht Aktoren 

 296

Czechowicz A., Zobel F., Dültgen P., Bucher L., Hofmann M. Entwicklung von haptischen Informationselementen auf Basis von Formgedächtnislegierungen zur Unterstützung älterer Menschen 

 308

Sen S., Babaei M., Lake M., Schaaf P. Characterization of self-propagating exothermic reaction in bimetallic Zr/Al reactive multilayer nanofoil   320 Glauß B., Weise B., Mroszczok J., Schriever S., Rudolph T., Walther A., Auhl D., Seide G., Gries T. Wet-spinning of 2D-composite fibres with polyvinyl alcohol: current status and prospective applications   330

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X 

 Inhalt

Neue Sensorik/Aktorik Glauß B., Seide G., Gries T. Funktionalisierung von PVDF-basierten Sensorfilamenten 

 341

Schwerter M., Leester-Schädel M., Dietzel A. Flip-Chip montierbarer Mikro-Drucksensor zum Einsatz in harscher Umgebung   353 Rizzello G., Naso D., York A., Seelecke S. Self-Sensing Control of a Bi-Stable Dielectric Elastomer Actuator Operating Against a Load   360 Czechowicz A., Langbein S., Dültgen P. Methodische Entwicklung eines Schlauchquetschventils auf Basis von Formgedächtnislegierungen   373 Block R., Broich B., Hasler S., Pogodzik J., Dargatz B., Pertsch P. Piezokeramische Multilayer-Aktoren für den hochfrequenten Betrieb  Florian T., Dietzel A., Ziegmann G. Konzeption und Herstellung von kunststoffbasierten Mikrotastern 

 385

 397

Hoffstadt T., Maas J. Entwurf von dielektrischen Elastomer-Stapelwandlern mit applikationsgerechten Integrationsschnittstellen   408

Structural Health Monitoring und Energy Harvesting Schubert L., Weihnacht B., Lieske U., Frankenstein B., Gebhardt S., Neumeister P., Neubert H. Systementwicklung zur Strukturüberwachung mit geführten Wellen  Kostka P., Dannemann M. Robuste, berührungslose Bauteilprüfung: eine Perspektive für Maschinelles Lernen   438 Koch M. Zustandsüberwachung mit energieautarken Sensoren am Beispiel der Intralogistik und des Schienengüterverkehrs   448

 423

Inhalt 

Schagerl M., Gschoßmann S., Karna N.K., Meindlhumer M., Viechtbauer C., Zhao Y. On the development of Structural Health Monitoring systems for automatic strength control of commercial aircraft spoilers   460 Barth S., Bartzsch H., Glöß D., Frach P., Suchaneck G., Gerlach G. Energy Harvesting auf der Basis piezoelektrischer AlN- und AlScN -Dünnschichten   472 Autorenverzeichnis 

 481

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Vorwort Die gesellschaftliche Bedeutung smarter Lösungen wächst; sie übernehmen immer öfter die Aufgaben traditioneller Technik. So mindern beispielsweise smarte adaptive und aktive Systeme Schwingungen und Lärm, verbessern den Komfort, eröffnen zusätzliche Leichtbaupotenziale, überwachen und steigern die Lebensdauer und Sicherheit mobiler und stationärer maschinenbaulicher Strukturen wie Autos oder Bauwerke. Wichtiger denn je für den Erfolg der technischen Möglichkeiten sind effiziente und industrieorientierte Kooperationen und funktionierende Ketten von Forschung und Entwicklung über die technische Umsetzung und Produktion hin zur systemtechnischen Nutzung. Das vorliegende Buch umfasst die Beiträge des Symposiums „4SMARTS“, das im April 2016 in Darmstadt seine erfolgreiche Premiere erlebte. Entsprechend dem Motto „Innovation durch fokussierte Vernetzung von Forschung und Anwendung“ stand das interdisziplinäre Themenfeld der aktiven, intelligenten und adaptiven – kurz: smarten – Strukturen und Systeme im Zentrum der Veranstaltung. Im Rahmen der beiden Konferenztage wurden alle relevanten Themen, ausgehend vom Material über die Auslegung von Bauteilen und die Integration von Funktionen bis hin zur Zuverlässigkeit komplexer Systeme adressiert. Neben den klassischen Einsatzgebieten aktiver Schwingungs-, Schall- und Gestaltkontrolle werden weitere Anwendungen wie etwa Structural Health Monitoring (SHM) oder Energy Harvesting beleuchtet. Wissenschaftliche Schirmherren der Veranstaltung waren das FraunhoferInstitut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF mit seinem Forschungsbereich Adaptronik und das Institut für Faserverbundleichtbau und Adaptronik des Deutschen Zentrums für Luft- und Raumfahrt e.V. (DLR). Prof. Dr.-Ing. Tobias Melz Prof. Dr.-Ing. Martin Wiedemann

Aktive Gestaltkontrolle/Morphing

Gramüller B.

Pressure-actuated cellular structures: design and evaluation Zusammenfassung: Ein biologisch inspiriertes Konzept zur Gestaltung energieeffizienter und leichter formvariabler Strukturen wird untersucht. Ähnlich dem Funktionsprinzip des Bewegungsapparates nastischer Pflanzen werden das als druckaktuierte zelluläre Struktur (PACS) bezeichneten System über die kontrollierte volumetrische Ausdehnung von mit Druck beaufschlagten Zellen aktuiert. Die Vorzüge der fluidischen Aktuierung lassen sich dabei auf eine formvariable einfach gekrümmte Struktur übertragen, welche sich stufenlos und mit einstellbarer Steifigkeit zwischen spezifizierbaren Formzuständen deformieren lässt. Der Fokus der hier vorgestellten Untersuchungen liegt auf dem erstmals ganzheitlich betrachteten Entwurfsprozess für PACS, sowie auf dessen numerischer und experimenteller Evaluierung. Den initialen Prozessschritt zum Entwurf der PACS bildet ein Optimierungsprozess, welcher die Geomtrie des Zellverbundes derart kontrolliert, dass vordefinierte Zieldeformationen erreicht werden. Zellinterne Drucklasten, als treibende Kraft für die Deformation, sowie externe Punkt-, Linien, und Flächenlasten werden bei dieser Optimierung berücksichtigt. Die ganzheitliche Prozesskette umfasst des Weiteren Methoden zur Charakterisierung des Strukturverhaltens, zur Gestaltung der Querschnittsgeometrie des Zellkörpers, zum Entwurf des Zellverschlusses sowie zum Montagekonzept und der Fertigungsvorbereitung. Die Evaluierung des Entwurfsprozesses und der zugrundeliegenden Methoden erfolgt numerisch als auch anhand von experimentellen Ergebnissen. Die Prozesse zur Auslegung und Fertigung der dazu verwendeten PACS werden zusammen mit dem Versuchsaufbau beschrieben. Die Funktionalität der Prozesskette zum ganzheitlichen Entwurf der PACS wird experimentell validiert. Ein Vergleich wischen Soll- und Ist-Werten erfolgt im Wesentlichen anhand von Deformationen und zeigt Verbesserungspotentiale auf. Im Ausblick wird auf Möglichkeiten eingegangen diese zur Prozessverbesserung zu nutzen. Schlüsselwörter: formvariable Strukturen, zelluläre Strukturen, druckaktuierte Strukturen, PACS, Bionik

1 Einleitung Druckaktuierte zelluläre Strukturen (PACS, engl.: Pressure-Actuated Cellular Structures) kombinieren unter Verwendung fluidischer Aktuierung ein energieeffizientes, leichtes und präzises Antriebsprinzip integral mit einer formvariablen Struktur. Die Vorzüge pneumatischer und hydraulischer Aktoren gegenüber alternativen Antriebsvarianten wurden von Huber et al. [1] untersucht. Hohe Leistungsdichte, großer Hub, DOI 10.1515/9783110469240-002

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hohe Effizienz und Stellgenauigkeit solcher Aktoren führen zu ihrer großen Verbreitung und ihrem bevorzugten Einsatz in luftfahrttechnischen Anwendungen. In der Natur kann die Kombination aus fluidischer Aktuierung und formvariabler Struktur bei einer speziellen Pflanzengruppe beobachtet werden. Vertreter dieser Gruppe, wie der Kap-Sonnentau, Drosera Capensis, und die Venusfliegenfalle, Dionaea Muscipula, (siehe Abb. 1, links) nutzen ihre sensorischen und motorischen Fähigkeiten zum Fangen kleiner Insekten und sind beispielhaft für die erfolgreiche Umsetzung int­ egraler formvariabler Strukturen in der Natur. Untersuchungen von Sibaoka et al. [2] zum hydrostatischen Zellsaftdruck bei Pflanzen zeigen, dass dabei Zelldrücke von bis zu 8.0 MPa erreicht werden.

Abb. 1: Fotographie der Dionaea Muscipula (l.; von J.W. Webb [3]); schematische Darstellung des Flüssigkeitstransports benachbarter Pflanzenzellen (m.); Funktionsprinzip der PACS am Beispiel der Einzelzelle (r.).

Große Anstrengungen im Forschungsbereich der formvariablen Strukturen wurden unternommen um dieses Funktionsprinzip auf ein technisch nutzbares Strukturkonzept zu übertragen. Mit Innendruck beaufschlagte zelluläre und im speziellen honigwabenförmige Strukturen wurden dabei erstmals von Dittrich beschrieben und als Cellular Actuator Device patentiert [4]. Ein- und zweidimensionale ebene Deformationen können dabei durch die gezielte Beeinflussung des Druckes in einheitlich geformten Zellen erreicht werden. Barrett und Vos [5, 6] entwickelten aufbauend auf diesem Funktionsprinzip das Konzept der Pressure-Adaptive Honeycombs (PAH), welches ebenfalls auf der Verwendung identischer gleichseitiger Sechseckzellen basiert und international zum Patent angemeldet ist [7, 8]. Zhang et al. [9] und Lv et al. [10, 11, 12] führten theoretische Untersuchungen zur Einbringung komplex geformter Hohlräume in eine verformbare Matrix durch. Durch die individuelle Gestaltung der Hohlräume in einem Optimierungsprozess kann die Strukturdeformation bei Druckbeaufschlagung kontrolliert werden. Das hier untersuchte Konzept der PACS wird erstmals von Pagitz et al. [13, 14] vorgestellt. Durch Steuerung des Druckes in mehreren miteinander verbundenen Zellreihen kann die Deformation der darüber befindlichen einfach gekrümmten Oberfläche kontrolliert werden. Pro Zellreihe ist dabei die Vorgabe einer bestimmten



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Zieldeformation möglich, die bei einem damit verknüpften Lastfall erreicht werden soll. Die Funktionsweise des Konzeptes ist am Beispiel der Einzelzelle, des funktionalen Elements der PACS, in Abb. 1, rechts, dargestellt. Ein beliebiger Zellinnendruck, welcher größer ist als der Umgebungsdruck, resultiert in einer Verschiebung der durch starre Zellseiten verbundenen zunächst reibungsfrei modellierten Gelenkachsen auf eine Kreisform. Durch die Variation der Zellseitenlängen kann in dem von Pagitz et al. [13] vorgestellten Strukturoptimierungsprozess Einfluss auf das Deformationsverhalten genommen werden. Die Funktionalität des Konzeptes wurde erstmalig mit der Realisierung einer einreihigen PACS experimentell von Gramüller et al. nachgewiesen [15]. Weitere Arbeiten zum Formfindungsprozess [16, 17], sowie zur Lösung der Problematik des druckdichten Verschlusses der verformbaren Zellröhren [18, 19] ebneten den Weg zu einer umfassenden Beschreibung des Entwurfsprozesses für PACS. Ein ganzheitlicher Ansatz zum Entwurf der PACS wird verfolgt und im Rahmen der Implementierung einer Prozesskette realisiert (Kapitel 2). Ein mit Hilfe dieser Prozesskette generierter zweireihiger Probekörper wird mittels Rapid Prototyping Verfahren hergestellt (Kapitel 3) und experimentell untersucht (Kapitel 4). Ziel dieser Evaluierung ist die Validierung der Methoden, welche dem Entwurfsprozess zugrunde liegen. Im Anschluss an die Zusammenfassung (Kapitel 5) wird ein Ausblick auf geplante Prozessmodifikationen gegeben, welche zur Steigerung der Prozessgüte und des Leistungsfähigkeit des Konzeptes beitragen sollen.

2 Entwurfsprozess Wie in Abb. 2 dargestellt setzt sich die Prozesskette für den Entwurf der PACS im Wesentlichen aus vier Teilprozessen zusammen. Beginnend mit der Optimierung der Zellgeometrie unter Verwendung eines zweidimensionalen Fachwerkmodells, wird anhand der lokal auftretenden Lasten die Querschnittsgeometrie der PACS erzeugt. Im Anschluss werden die Zellverschlusslösung und die Fluidführung in den Zellkörper integriert. Designanpassungen für die Montage der Strukturkomponenten sowie zur Berücksichtigung von Fertigungsrandbedingungen werden im letzten Schritt der Realisierung umgesetzt. Basierend auf dem Prinzip der virtuellen Arbeit wird ein Ansatz zur Formoptimierung der Zellstruktur implementiert. Das hierfür verwendete fachwerkähnliche Strukturmodell wird von starren Zellseiten gebildet, welche über Gelenke miteinander verbunden sind. Da diese Gelenke im Weiteren als Festkörpergelenke ausgeführt werden sollen führt die Berücksichtigung finiter Gelenksteifigkeiten zu einer Steigerung der Ergebnisqualität gegenüber des ursprünglichen Modellierungsansatzes mit fehlender Drehsteifigkeit [13]. Ebenso werden Gelenkexzentrizitäten modelliert, welche sich an Kreuzungspunkten von mehr als zwei Zellseiten ergeben (vgl. Abb. 2,

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„Transfer in 2D Querschnittsgeometrie“). Die Optimierung der Geometrie des Zellverbundes erfolgt über den Ansatz der virtuellen Arbeit δW . Sie ergibt sich als Summe des Integrals der Einzelkräfte welche an der Struktur angreifen über die virtuelle Verschiebung δx: 

δW = ∑ ∫ Fδx

(1)

Die Ableitung des Energieterms nach der virtuellen Verschiebung δx erlaubt die Berechnung des energetischen Potentials Π˙. Der Gleichgewichtszustand bezüglich der Deformation einer Struktur ist gefunden, wenn dieses Potential zu Null wird:

δW (2) Π˙ = − =0 δx Die Formoptimierung der PACS erfolgt als Berechnung der Zellseitenlängen. Dabei werden die gewünschten Deformationen zusammen mit dem zugehörigen Lastfall vordefiniert, welcher die Deformationen verursacht. Für diese Kombination aus Verformungen und Lasten werden die Zellseitenlängen in einem Optimierungsansatz so lange angepasst, bis das energetische Potential verschwindet. Die Gleichgewichtslage der Struktur unter den gegebenen Lastfällen führt damit zur gewünschten Zieldeformation. Für den Optimierungsansatz wird die gradientenbasierte Newton Methode verwendet. Folgende Gleichung beschreibt diesen Ansatz zur Berechnung des Iterationsschrittes z + 1 und damit zur Lösung des Potentialansatzes:

f (u z ) uz +1 = uz − (3) f˙ (uz ) Auf Basis dieser Gleichungen lassen sich ebenso Deformationen wie auch strukturelle Beanspruchungen berechnen, um zuvor entworfene PACS über die Zieldeformationszustände hinaus zu simulieren und zu charakterisieren. Ausführliche Details zu den verwendeten numerischen Berechnungsmethoden finden sich in [17]. In dem für die Formoptimierung verwendeten Strukturmodell sind die funktionellen Elemente, Gelenk und Zellseite, auf Punkt- und Linienelementen reduziert. Die zugrundeliegenden vereinfachenden Annahmen erlauben unter Verringerung der Zahl an Freiheitsgraden eine deutliche Senkung des Optimierungsaufwands. Bei der Überführung dieses Modells in die Querschnittsgeometrie des Zellkörpers ist die Berücksichtigung der vereinfachenden Annahmen von wesentlicher Bedeutung um die Gültigkeit des Optimierungsergebnisses über den Geometrietransfer hinaus zu gewährleisten. Hauptziel dieses Geometrietransfers ist es also die kinematische Charakteristik der Zellstruktur korrekt wiederzugeben. Die Überführung



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von Punkt- in Filmgelenke und von starren Zellseiten in Strukturen finiter Steifigkeit bildet dabei die wesentliche Herausforderung. Über die kinematischen Eigenschaften hinaus werden unter Einbeziehung des lokalen Lastflusses Spannungsspitzen reduziert. Eine detaillierte Beschreibung der zugrundeliegenden Methoden ist in [20] veröffentlicht. Neben den Grundlagen zur Auslegung der Einzelelemente Gelenk und Zellseite wird die Methodik zur Verbindung dieser Elemente erörtert. Ergebnis des Geometrietransfers ist die Querschnittsgeometrie wie in Abb. 5, oben, dargestellt.

Abb. 2: Darstellung des Entwurfsprozesses zur ganzheitlichen Auslegung und Realisierung der PACS.

Der druckdichte Verschluss der Zellröhren stellt eine wesentliche Herausforderung im ganzheitlichen Entwurf der PACS dar. Während die Deformationskinematik im Zellkörper prinzipiell ausschließlich über den rotatorischen Freiheitsgrad der geradlinigen Gelenkbereiche wirkt, sind im Bereich des Zellverschluss komplexere Mech­ anismen nötig. Neben der Größen- und Formänderung des zu verschließenden Zellquerschnitts müssen zellaxiale Drucklasten getragen werden. Über Festigkeitsanforderungen hinaus wird die Effizienz der Verschlusslösung vorrangig daran gemessen inwieweit sie die Deformation des Zellkörpers ungestört erlaubt. Durch den Verschluss eingebrachte zusätzliche strukturelle Steifigkeiten wirken sich dabei ebenso negativ auf die PACS aus wie die nicht zu vernachlässigenden Einflüsse bei Druckbeaufschlagung. Lösungen für eine solche formvariable Verschlusskappe waren bislang nicht bekannt und wurden im Rahmen der Untersuchungen zu den PACS entwickelt. Die in Abb. 3 dargestellten Varianten wurden numerisch und experimentell charakterisiert. Sowohl die Geometrie für die isotensoide Kappe als auch für

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die deformationsunterstützende Endkappe (DSEC, engl.: Deformation Supportive End Cap) wird numerisch erzeugt. Auf Basis der experimentellen Untersuchungen konnten die numerischen Ergebnisse validiert werden. Mit der DSEC kann ein Konzept genutzt werden was den energieeffizienten Verschluss einer mit Druck beaufschlagten formvariablen Struktur erlaubt. Eine Illustration zur Funktionsweise der DSEC zeigt Abb. 4, links. Details zur Geometriegenerierung und zu den zugehörigen Untersuchungen sind in [18] zu finden.

Abb. 3: Numerisch und experimentell untersuchte Konzepte zum Zellverschlusskonzept (von l. nach r.: Ebener Verschluss, Isotensoid und DSEC).

Die Fluidführung kann innerhalb der Zellstruktur erfolgen. Kanäle in gemeinsamen Zellseiten dienen der Verbindung benachbarter Zellen und erlauben die Reduktion der notwendigen Druckanschlüsse auf einen pro Zellreihe.

Abb. 4: DSEC Verschlusslösung für den verformten und unverformten Zustand (l.), sowie Montagekonzept für Zellkörper und Zellverschluss (r.).



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In Abb. 4, rechts, ist das Montagekonzept zur Verbindung von Zellkörper und Zellverschluss dargestellt. Durch die in Zellaxialrichtung eingebrachte Schraubverbindung werden sowohl Drucklasten übertragen als auch die notwendigen Dichtkräfte realisiert. Die Zellverschlussstruktur dient dabei sowohl als Verschlusskappe als auch als Dichtmembran zwischen Zellkörper und Montagerahmen. Die Randbedingungen aus diesem Montagekonzept und dem jeweiligen Fertigungskonzept fließen in den Geometrieentwurf (vgl. Abb. 2, II) ein.

3 Entwurf und Realisierung des PACS Prüfkörpers Drei wesentliche Demonstratoren wurden bislang zum Zweck der experimentellen Untersuchung des Konzeptes der PACS realisiert. Die erste, einreihige Struktur besteht aus sechs Zellen identischer Geometrie, besitzt eine Abmessung von 300 x 50 x 450 mm³ (Breite x Höhe x Tiefe) und wurde in einem Prepreg-Prozess aus glasfaserverstärktem Kunststoff gebaut [15]. Ein zweiter, zweireihiger Demonstrator der Maße 450 x 85 x 300 mm³ wurde aus einzelnen Scheiben, welche die entsprechende Zellkörper Querschnittsgeometrie aufwiesen, zusammengesetzt. Die Scheiben wurden im Wasserstrahlschneidverfahre aus 10 mm starken Polyamidplatten (PA12) geschnitten. Bei der Erstellung der Zellkörpergeometrie wurden lokale Strukturlasten nicht berücksichtigt. Ein zusätzlicher Arbeitsschritt zur Abdichtung des Zellkörpers ist notwendig [18]. Deutliche Abweichungen von experimentell ermittelten Dehnungs- und Deformationsergebnisse gegenüber den numerisch ermittelten Werten wurden festgestellt. Aufgrund unregelmäßiger und nichtmodellierbarer Einflüsse des Dichtmaterials auf die Gelenksteifigkeiten und damit auf das Deformationsverhalten konnte diese Struktur für eine Evaluierung der Entwurfsmethoden nicht verwendet werden. Der letztlich für die Evaluierung verwendete dritte Demonstrator ist komplett mittels des beschriebenen ganzheitlichen Auslegungsprozesses für PACS entworfen. Spannungsreduktionen an den hochbelasteten Gelenkstellen sowie eine exaktere Deformationskontrolle sollen die Relevanz der ganzheitlichen Betrachtung des Auslegungsprozesses belegen. Für die Herstellung des Prüfkörpers mit den Abmessungen 400 x 100 x 500 mm³ wurde auf das Rapid Prototyping Verfahren Selektives Lasersintern (SLS) zurückgegriffen. Prozessbedingte Limitationen bei der Materialauswahl auf bestimmte Thermoplaste führten zur Verwendung des Polyamids PA2200 für Zellkörper und Montagerahmen, sowie des thermoplastischen Polyurethans TPU-42A für die Zellverschlussmembran. Abb. 5 zeigt die einzelnen Strukturkomponenten im undeformierten Zustand. Die Zielgeometrien bei Verformung werden durch zwei Kreisbahnen mit identischem Radius beschrieben. Der erste Zielzustand t1 wird bei einem Innendruck von pint,1, t 1 = 0.5 MPa in Zellreihe 1 und pint,2, t 1 = 0.0 MPa in Zellreihe 2 erreicht. Die Winkeländerung pro Zelle der ersten Reihe von +5.0 °

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Abb. 5: Entwurfsprozess von Erstellung der Querschnittsgeometrie bis zur Fertigungsvorbereitung.



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führt zu einer Gesamtverdrehung des freien Endes um Δβ = +35.0 ° für t1. Der zweite ­Zielzustand t2 wird für die Drücke pint,1, t 2 = 0.1 MPa und pint,2, t 2 = 0.5 MPa erreicht. Die lokale Winkeländerung pro Zelle beträgt −5.0 ° und führt zu einer Gesamtverdrehung von Δβ = −35.0 ° am freien Ende. Die Qualität der Fertigungsergebnisse limitiert die im Versuch beaufschlagten Maximaldrücke auf 0.4 MPa in der oberen und 0.25 MPa in der unteren Zellreihe. Das Montage und Dichtkonzept wurde gegenüber den vorherigen Realisierungen grundlegend überarbeitet. Die an den Verschlusskappen angreifenden Axiallasten werden direkt in die Zellkörperstruktur geleitet anstatt über redundante Strukturen abgeführt zu werden. Eine erhebliche Reduktion der Montagedauer von zuvor mehreren Wochen auf nun wenige Stunden gegenüber der zweireihigen PA12 Struktur konnte zudem erreicht werden. Die modulare Bauweise des Zellkörpers erlaubt die Kombination mehrerer PACS Segmente [14, 20]. Ähnlich einem Baukastensystem soll die Kombination weniger unterschiedlicher Segmente die Realisierung einer großen Vielfalt von Verformungsmustern erlauben. Die Funktionalität der Prozesskette zum Entwurf der PACS wird im Folgenden anhand dieses aktuellsten Demonstrators untersucht. Die Qualität der Ergebnisse wird primär anhand der resultierenden Deformationen bewertet.

4 Evaluierung des Entwurfsprozesses Der ganzheitliche Entwurfsprozess für PACS (siehe Abb. 2) soll durch die experimentelle Charakterisierung des Deformationsverhaltens bei unterschiedlichen Bedruckungszuständen validiert werden. Hierzu wird der in Kapitel 3 beschriebene zweireihige PA2200 Demonstrator in dem in Abb. 6 dargestellten Versuchsaufbau vermessen. Die PACS ist mit einem Ende fest am Teststand montiert. Das freie Ende ist mit zwei Althen AIT710-0101-60 Inklinometern zur Neigungsmessung bestückt. Über die visuelle Rückgabe der Zelldrücke, mittels der beiden dargestellten Sensoren Panasonsic DP102EP, hinaus, werden zwei Barometer des Typs B&B Thermotechnik DRTR-AL-10V-R10B für die Datenerfassung verwendet. Zur Verarbeitung der Messwerte dient das Steuerungs- und Aufzeichnungssystem National Instruments CompactRIO, sowie die Software LabView. Die Regelung des Zelldrucks wird über LabView gesteuert und durch Druckregler des Typs SMC ITV0031-2BL-Q ausgeführt. Zusätzlich zur lokalen Aufzeichnung von Deformationen am freien Ende der Struktur ermöglicht der Einsatz des optischen Messsystems GOM Atos die dreidimensionale Vermessung der PACS. Das Ziel dieser 3D-Aufnahme ist die Ermittlung des Verformungsverlaufs zwischen Einspannung und Inklinometer (siehe Abb. 6, 1), sowie in Zellaxialrichtung (siehe Abb. 6, 2). Die Verwendbarkeit der Lokalwerte am freien Ende zur Charakterisierung des Gesamtdeformationsverhalten kann dadurch bestätigt werden und der Einfluss der Zellverschlusslösung auf das Strukturverhalten wird untersucht.

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Abb. 6: Prüfaufbau zur experimentellen Erfassung des Deformationsverhaltens eines zweireihigen PACS Demonstrators (o.) und dreidimensionale optische Erfassung der Strukturoberfläche (u.).

Der Testprozess unterteilt sich in fünf Bereiche. Nach einer initialen Vermessung der  Struktur unter Eigengewicht wird die Deformation am freien Ende Δβ unter ­Einwirkung interner Drucklasten und externer Punktlasten Fpl vermessen. Bei Ein­ haltung eines konstanten Druckverhältnisses pint,1 /pint,2 zwischen den beiden Zellreihen wird jeweils der absolute Druckwert über den Druckfaktor PF festgelegt (vgl. Abb. 7). Zur Evaluierung des Entwurfsprozesses werden die Verformungsergebnisse aus Experimentalversuch und FEM-Modell [20] mit denen aus dem Modell für die Zellgeometrieoptimierung verglichen. Die grundsätzlichen Verläufe der Deformationen aus den drei unterschiedlichen Quellen stimmen überein. Die Absolutwerte aus dem



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Optimierungsmodell weisen jedoch Abweichungen gegenüber den Ergebnissen aus FEM-Modell und Experiment auf.

Abb. 7: Rotation ∆β der Oberflächenparallelen am freien Ende der Struktur für unterschiedliche Drücke pint und externe Punktlasten Fpl aus Experimentalversuch, FEM Model und ­Optimierungsmodell.

Die vorliegenden Abweichungen resultieren aus Annahmen die den Berechnungsmodellen zugrunde liegen. Drei wesentliche Annahmen mit Einfluss auf die Deformationsergebnisse lassen sich identifizieren: – Die dem Optimierungsmodell zugrundeliegenden Annahmen führen zu einer Vernachlässigung der Zellseitendehnung. Mit zunehmenden Lasten steigt der Einfluss auf die Zellgeometrie und damit die Deformation. – Die mechanischen Eigenschaften von Festkörpergelenken unter den speziellen Einsatzbedingungen der PACS sind nicht ausreichend untersucht. Eine Erweiterung des bestehenden Modells zur detaillierteren Beschreibung der Festkörpergelenke würde die Genauigkeit der Rechenergebnisse erhöhen. – Die Einflüsse der Zellverschlusslösung auf das Deformationsverhalten des Zellverbundes sind sowohl im FEM-basierten als auch im Optimierungsmodell vernachlässigt. Die Implementierung eines Ansatzes zur druckabhängigen Abbildung der Steifigkeit im Optimierungsmodell würde zur Qualitätssteigerung des Entwurfsprozesses beitragen. Die Simulation der Verschlusskappen in einem dreidimensionalen Modellansatz würde die Ergebnisgüte des FEM-Modells insbesondere im Bereich niedriger Zelldrücke erhöhen.

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5 Zusammenfassung und Ausblick Die Forschungsergebnisse zu den Teilbereichen des Entwurfs einer PACS wurden in eine Prozesskette zur ganzheitlichen Auslegung zusammengeführt (siehe Abb. 2). Die Teilprozesse Geometrieoptimierung, Bestimmung der Querschnittsgeometrie, Zellverschluss und Bedruckung, sowie Realisierung wurden im Folgenden zur Umsetzung einer exemplarischen zweireihigen PACS verwendet. Nach erfolgreicher Fertigung und druckdichter Montage wurde die Struktur numerisch und experimentell für Drücke bis 0.4 MPa auf sein Deformationsverhalten untersucht. Ziel dabei war die Beurteilung der Güte und Genauigkeit von Modellannahmen und Entwurfsmethoden, sowie der funktionelle Nachweis des mehrreihigen modularen Konzeptes. Der prinzipielle Deformationsverlauf der druckaktuierten Struktur bestätigte die Funktionalität des Entwurfsprozesses. Die maximale im Optimierungsmodell ermittelte Rotation am freien Ende der Struktur von Δβopt, max = +36.6 ° wurde im Experiment mit Δβexp.max = +74.2 ° deutlich überschritten. Der Identifikation der Abweichungen zwischen Optimierungsmodell, FEM-Simulation und Messergebnissen folgte die Ermittlung wahrscheinlicher Ursachen. Modellannahmen im Bereich der Zellseiten, der Gelenke und der Verschlusslösung wurden gefunden, welche die strukturelle Steifigkeit und die Kinematik des Zellverbundes nicht ausreichend genau wiedergeben. Eine Anpassung der Modelle auf Basis dieser Analyse soll durch die Reduktion von Annahmen eine Steigerung der Ergebnisgenauigkeit erwirken.

Abb. 8: Undeformierter und deformierter Formzustand zweier PACS Zellkörper für ursprünglich ­verwendete (pentagonale Zellen in erster Zellreihe, l.) und verbesserte (tetragonale Zellen, r.) ­Zellgeometrie.

Darüber hinaus wurde im Januar 2016 ein Forschungsprojekt zu PACS im Rahmen einer DFG-Förderung initiiert, welches die detaillierte Charakterisierung von Festkörpergelenken aus Faserverbundmaterial zum Ziel hat. Die dabei gewonnenen



Pressure-actuated cellular structures: design and evaluation 

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Erkenntnisse sollen die Formulierung verbesserter Ansätze zur Beschreibung der Gelenksteifigkeit und kinematik erlauben und die Berücksichtigung dort auftretender lokaler Spannungsspitzen im Entwurfsprozess ermöglichen. Das Institut für Textilmaschinen und textile Hochleistungswerkstofftechnik (ITM) der TU Dresden untersucht als Projektpartner die webtechnischen Herstellbarkeit des Zellkörpers. Zusätzlich zur Weiterentwicklung des bestehenden Entwurfsprozesses wird das zugrundeliegende Geometriekonzept des Zellverbundes auf Optimierungspotentiale untersucht. Ein Wechsel von der bisher pentagonalen Grundgeometrie der Zellen der ersten Zellreihe zu einer tetragonalen Form bietet vermutlich Vorteile bezüglich der Gelenkspannungen, der Deformationsgenauigkeit, der Oberflächenqualität und des maximalen Deformationspotentials. Im Rahmen der derzeitigen Untersuchungen zu dieser Designänderung soll der Entwurfsprozess angepasst werden um Auslegung und Vergleich der in Abb. 8, rechts, gezeigten Strukturen zu ermöglichen.

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 Gramüller B.

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Kintscher M., Kirn J., Monner H.P.

Integration von Funktionslagen in Formvariable Strukturen Zusammenfassung: Für die Realisierung einer laminaren Umströmung des Tragflügels in der kommerziellen Luftfahrt spielt das Hochauftriebssystem an der Vorderkante eine wichtige Rolle. Aufgrund der Bauweise heutiger Vorflügel erfüllen diese Systeme nicht die hohen Anforderungen an die Oberflächenqualität. Bei heutigen Systemen an der Flügelvorderkante, wie z.B. dem Slat, sorgt der Spalt zwischen Slat-Hinterkante und dem Hauptflügelelement zum sofortigen Umschlag in eine turbulente Umströmung. Es besteht daher Bedarf an der Entwicklung von Hochauftriebssystemen mit hoher Oberflächengüte, die eine laminare Umströmung erlauben. Neben der klassischen K ­ rügerklappe, die gleichzeitig einen Mechanismus zum Schutz der Vorderkante gegen Verschmutzung durch Insekten bereitstellt, wird aktuell auch an der Smart Droop Nose gearbeitet. Diese Technologie bietet die Möglichkeit die geschlossene Vorderkantenstruktur in großem Maßstab zu verformen und so die Profilwölbung zu ändern. Dadurch, dass keine Spalten und Stufen bestehen erfüllt sie die Anforderungen einer laminaren Strömung und kann auch Vorteile hinsichtlich des Umströmungslärms bieten. Die Realisierbarkeit dieser Technologie wurde in statischen Bodentests sowie auch in einem Windkanalversuch bereits nachgewiesen. Als Voraussetzung für den Einsatz am Flugzeug müssen allerdings noch wichtige Funktionen wie z.B. Erosionsschutz, Blitzschutz, Schutz bei Vogelschlag sowie Maßnahmen zur Enteisung in die Smart Droop Nose integriert werden. In dieser Veröffentlichung wird das Konzept sowie auch das Vorgehen beim Entwurf der Smart Droop Nose umrissen. Der Schwerpunkt liegt auf dem durchgeführten Bodenversuch einer Vorderkante im Originalmaßstab mit integriertem Enteisungssystem, welches unter Flügelbiegung mit der Vorderkantenstruktur auch auf Ermüdung getestet wurde. Schlüsselwörter: Smart Droop Nose, Morphing, Leading Edge, High-Lift, formvariable Strukturen

1 Einführung Um die Vorgaben der ACARE Forschungsagenden [1] und [2], z.B. zur Reduktion des Treibstoffverbrauchs erreichen zu können, konzentrieren sich internationale ­Forschungsprojekte zur Zeit insbesondere auf die Realisierung von laminarer Umströmung von Tragflügeln, Triebwerksgondeln und Leitwerken. Für die dafür notwendigen hohen Oberflächenqualitäten ist ein Umdenken bzgl. der Verbindungstechniken generell, aber auch insbesondere der Hochauftriebssysteme an der Vorderkante erforderlich. Es werden daher neue Systeme an der Vorderkante, wie z.B. die Smart Droop DOI 10.1515/9783110469240-003

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Nose, von Forschergruppen in Europa entwickelt [3, 4, 5]. Neben der Rolle als Wegbereiter für laminare Strömung bietet die Smart Droop Nose allerdings auch Vorteile für Flügel mit turbulenter Umströmung hinsichtlich der Lärmabstrahlung im Landeanflug [6]. Bereits seit 2007 wird im Institut für Faserverbundleichtbau und Adaptronik in Zusammenarbeit mit Airbus an der Realisierung der Smart Droop Nose gearbeitet. Das Struktur-Kinematik- Konzept wurde schließlich 2010 erfolgreich in einem Bodentest im Originalmaßstab getestet [7]. Im Jahr 2012 wurde eine Smart Droop Nose im Versuch in einem Niedergeschwindigkeitswindkanal erfolgreich erprobt. Mit diesen Versuchen konnte die generelle Umsetzbarkeit einer last tragenden, formvariablen Struktur, die in eine gewünschte Zielform verformt werden kann, nachgewiesen werden. Für den Einsatz am Flugzeug wurde im nächsten Schritt im Projekt SARISTU (Smart Intelligent Aircraft Structures) [8] schließlich die Integration wichtiger zusätzlicher Funktionen wie z.B. – Enteisungsmaßnahmen, – Erosionsschutz, – Impaktschutz, – Schutz bei Vogelschlag sowie – Blitzschutz untersucht. Dies wurde in Zusammenarbeit mit Partnern aus der Luftfahrtindustrie, wie z.B. der Airbus Group Innovations (Kinematisches Konzept und Abrasionsschutz), der INVENT GmbH (Fertigung des Prototypen und Windkanalmodells in Faserverbundbauweise), GKN Aerospace (Enteisung und Blitzschutz), SONACA (Vogelschlag) sowie VZLU (statischer und dynamischer Bodenversuch) und der RWTH Aachen (Leistungsbewertung auf Gesamtflugzeugebene) durchgeführt. Der Schwerpunkt der Arbeiten im Projekt wurde auf Aspekte der Integration der zusätzlichen Funktionalitäten und der Untersuchung ihrer Rückwirkung auf das formveränderliche Struktursystem gelegt. Eine besondere Herausforderung war im Vergleich zu den vorherigen Projekten der Entwurf eines Vorderkantensegments am Außenflügel. Der dort stark begrenzte Bauraum sowie die hohe Krümmung der Vorderkante in diesem Flügelbereich wurden bewußt als Herausforderungen für ein solches Struktursystem betrachtet.

2 Konzept, Entwurfsmethode und Integration der Funktionslagen Entscheidend für den Erfolg der Integration zusätzlicher Funktionen ist das grundsätzliche Strukturkonzept zur Erzielung großer Formänderungen sowie die industriellen Randbedingungen. In den folgenden Kapiteln wird das Konzept der flexiblen Vorderkantenstruktur kurz erläutert, die Geometrierandbedingungen werden vorgestellt und auf die Entwurfsmethode wird eingegangen.



Integration von Funktionslagen in Formvariable Strukturen 

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2.1 Konzept und Entwurfsmethode Ausgangspunkt für das Strukturkonzept ist das deutsche Patent der Firma Dornier DE 2907912-A1 [9]. Der Grundidee des Patents folgend, besteht das Konzept aus einer vollständig geschlossenen Faserverbundstruktur ohne Spalten und Stufen, um am Übergang zum Hauptflügel eine bestmögliche Oberflächenqualität zu erzielen. Gleichzeitig soll ein möglichst einfacher Mechanismus im Inneren der Struktur die Verformung ermöglichen. Dabei wird die äußere, flexible Haut durch Omega-Stringer in Längsrichtung versteift. Diese werden gleichzeitig zur Lastein- und -ableitung und zum Anschluß des Mechanismus verwendet. Der Mechanismus ersetzt in diesem Fall die konventionelle Rippe in der Vorderkante. Der Entwurf und die Dimensionierung von formvariablen Strukturen muß entsprechend des zugrundeliegenden Strukturkonzepts entwickelt werden, so daß die zusätzlich zu integrierenden Funktionalitäten in Form von Funktionslagen sowie die Vorgabe einer Zielverformung berücksichtigt werden. Nach dem Auslegungsprozess sollen die Kernmerkmale der formvariablen Vorderkante – große Verformung bei möglichst geringen Strukturdehnungen, – notwendige Steifigkeit für hohe Oberflächenqualität, – geringe Aktuatorkräfte für die Verformung sowie ein – last tragender innerer Mechanismus für maximale Oberflächenqualität mit minimalem Gewicht und geringer Komplexität erfüllt sein.

Abb. 1: Konzeptdarstellung der Smart Droop Nose.

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2.2 Flügelgeometrie und Demonstratoren Der zugrundeliegende Referenzflügel ist der eines Business-Jets für 130 Passagiere. Zur Demonstration der verschiedenen Technologien wurden mehrere Demonstratoren entwickelt. Die Geometrie und die Zielsetzung der im Rahmen vom Projekt SARISTU umgesetzten Demonstratoren sind in Abb. 2 und Tab. 1 angegeben.

Abb. 2: Übersicht über Flügelgeometrie und Vorderkanten-Demonstratoren im Projekt SARISTU.

Um die industrienahe Fertigung zu demonstrieren und einen realistischen Lebensdauernachweis zu erbringen wurde ein großskaliges Segement einer Vorderkante des Außenflügel gefertigt und im Bodentest (GT) untersucht. Hierbei wurde auf die Effekte unter Flügelbiegung und das integrierte Enteisungssystem geachtet. Insbesondere die Stabilität unter Flügelbiegung bei abgesenkter Vorderkante war von Interesse. Unter Flügelbiegung liegt bei abgesenkter Vorderkante eine doppelt gekrümmte Form vor, die die Struktur ohne Instabilität oder Versagen einnehmen muß. Zusätzlich wurde ein zyklischer Betrieb durchgeführt, um Komponenten und Strukturbereiche identifizieren zu können, die Anzeichen von Ermüdung zeigen. Der Windkanaldemonstrator (Wind Tunnel Test - WTT) wurde im Windkanal T-104 der TsAGI (Zentrales Aerohydrodynamisches Institut) in Moskau bei Strömungsgeschwindigkeiten von bis zu 120m/s getestet. Es wurde hier die Formhaltigkeit unter realistischen Luftlasten untersucht. Im Vogelschlagversuch (Bird Strike Test - BST) wurde zwei Arten von Strukturen für den Schutz des Vorderholms getestet. Neben einem Schutz aus Aluminiumblech wurde auch ein Schutz mit hybridem Aufbau aus Aluminiumblech und AluminiumHonigwaben getestet. Dabei erfolgt der Beschuß in den Versuchen sowohl direkt auf die Kinematiken als auch zwischen die Kinematikstationen um die Effektivität der Protektoren bewerten zu können. Da die notwendige Technologiereife der Integration einiger Funktionen wie z.B. des Erosionsschutzes zum Zeitpunkt der Festlegung der



Integration von Funktionslagen in Formvariable Strukturen 

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Ausgestaltung der Demonstratoren noch nicht gegeben war, wurden diese später in separaten Demonstratoren umgesetzt. Es wurden daher die Demonstratoren Ti 1 und Ti 2 entwickelt, die mit einer Titanfolie für Erosionsschutz ausgestattet sind. Tab. 1: Übersicht über Vorderkanten-Demonstratoren im Projekt SARISTU. Acr. Rippen Station

Länge

Test/Demonstrator

GT

Rippe 10-Rippe 16

3656mm Fliigelbiegung, Ermudung, Enteisung

WTT BST Til Ti2

Rippe 13-Rippe 16 Rippe 11-Rippe 12 Rippe 10 Rippe 11

Ziel

Form, Dehnung, Festigkeit 1760mm Realistische aerodynamische Last Form, Dehnung 1600mm Vogelschlag Vogelschlag 300mm Demonstrator mit Titanfolie und Enteisung Form, Dehnung 300mm Demonstrator mit Titanfolie (nur Nasenbe- Form, Dehnung, reich) Festigkeit

2.3 Entwurf der formvariablen Haut Basierend auf dem genannten Patent [9] besteht die Haut aus einem flexiblen Glasfaserverbund, der von einem konventionellen Aktuator über den beschriebenen Mechanismus verformt werden kann. Die innen liegenden Mechanismen zur Verformung sind dabei entsprechend der Rippenebenen in regelmäßigen Abständen in Spannweitenrichtung verbaut. Der Glasfaserverbund ist so entworfen, daß er einerseits die angestrebte Zielform bei Aktuierung einnimmt, andererseits aber auch fundamentale Festigkeitsanforderungen wie z.B. die der maximal zulässigen Dehnung erfüllt. Dabei werden so wenig wie möglich Kinematikstationen bzw. Mechanismen verbaut um ein minimales Gewicht zu erzielen. In einer integralen Bauweise werden die Omega-Stringer im ‚Co-Bonding‘- Verfahren mit der Haut gefertigt. Die so entstehende Struktur besitzt keinerlei Trennstellen oder Stufen und stellt die Tragstruktur für die zusätzlich zu integrierenden Funktionslagen dar. Zur Minimierung der entstehenden Dehnungen werden vom Entwurfsprozess nur Biegebeanspruchungen der Haut erlaubt und zusätzliche Normaldehnungen im Laminat vermieden. Es wird so eine größere Verformung durch reine Biegebeanspruchung ermöglicht. Durch die kontinuierliche Geometrie der Vorderkante kann die Verformung auf die gesamte Struktur der Vorderkante verteilt werden, so daß Dehnungen über einen großen Bereich verteilt und höhere Dehnungskonzentrationen vermieden werden können. Die Flexibilität der Haut wird durch auslaufende Lagen in Bereichen hoher Krümmungsdifferenz erzeugt. Da die Biegedehnung εBmax direkt von der Krümmungsdifferenz Δk und der Dicke t der Haut abhängt,

εB max =

1 Δkt 2

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werden kritische Dehnungswerte typischerweise an Stellen beobachtet, an denen die Krümmungsdifferenz maximal ist und in Kombination eine große Hautdicke oder aber Steifigkeitssprünge durch die auslaufenden Lagen oder Anbindung der Stringer vorliegen. Die über den gesamten Umfang der Vorderkante durchgängig existierenden Funktionslagen führen hier zu einem unsymmetrischen Lagenaufbau (Abb. 3). Durch den unsymmetrischen Lagenaufbau und die Integration von Funktionslagen mit stark unterschiedlicher Steifigkeit wird eine Verschiebung der neutralen Faser aus der Mittelebene hervorgerufen.

Abb. 3: Übersicht über Flügelgeometrie und Vorderkanten-Demonstratoren im Projekt SARISTU.

Daraus folgt eine unsymmetrische Verteilung der Biegedehnung. Bei z.B. der Integration von einer äußeren Titan-Lage erfolgt eine starke Verschiebung in der Art, daß die innen liegenden Glasfasern mehr Dehnung ertragen müssen. Zusätzlich erhöht sie die Steifigkeit mit einerseits positiven Auswirkungen auf die Formhaltigkeit unter Luftlast, andererseits hohen Aktuatorkräften zur Verformung. Neben der Erhöhung der Hautdicke tragen demnach weitere Effekte zu höheren Dehnungswerten in der Haut bei gleicher Verformung bei. Die über den gesamten Umfang der Vorderkante durchgängig existierenden Funktionslagen führen hier zu einem unsymmetrischen Lagenaufbau (Abb. 3). Durch den unsymmetrischen Lagenaufbau und die Integration von Funktionslagen mit stark unterschiedlicher Steifigkeit wird eine Verschiebung der neutralen Faser aus der Mittelebene hervorgerufen. Daraus folgt eine unsymmetrische Verteilung der Biegedehnung. Bei z.B. der Integration von einer äußeren Titan-Lage erfolgt eine starke Verschiebung in der Art, daß die innen liegenden Glasfasern mehr Dehnung ertragen müssen. Zusätzlich erhöht sie die Steifigkeit mit einerseits positiven Auswirkungen auf die Formhaltigkeit unter Luftlast, andererseits hohen Aktuatorkräften zur Verformung. Neben der Erhöhung der Hautdicken tragen demnach weitere Effekte zu höheren Dehnungswerten in der Haut bei gleicher Verformung bei.

2.4 Finite-Element-Model des Bodenversuchs Zur Auslegung und Instrumentierung des großskaligen Bodenversuchs wurde ein Finite-Elemente-Modell erstellt. Dies umfaßt neben den hauptsächlich relevanten



Integration von Funktionslagen in Formvariable Strukturen 

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Komponenten des Prüfstands zur Einspannung der Vorderkante die Vorderkante selbst inklusive den sieben Hebel-Kinematiken sowie des dazugehörigen Antriebsstrangs. Für eine effiziente Berechnung wurde auf Volumenelemente verzichtet und die Haut sowie auch die Holme mit Schalenelementen idealisiert. Für die Kinematikkomponenten kamen ausschließlich Balkenelemente oder MPC (Multi-PointsConstraint)-Elemente zum Einsatz. Um das Testprogramm vorab simulieren zu können, ist das Modell voll funktionsfähig inklusive Antrieb und Gleitlagerung der Komponenten des Antriebsstrangs an den Trägern der Kinematiken. Vor dem Versuch konnten so Erwartungswerte berechnet werden. Nach dem Versuch wurde ein Vergleich der berechneten Werte mit den gemessenen Werten dazu genutzt, die Berechnungsmodelle zu detaillieren und ihre Vorhersagegenauigkeit zu erhöhen.

Abb. 4: Explosionsansicht des Finite-Element-Modells der Smart Droop Nose im Versuchsaufbau.

3 Versuch Das hauptsächliche Ziel des Bodenversuchs ist die Demonstration der Funktionalität der Smart Droop Nose mit zusätzlichen Funktionen unter relevanten Randbedingungen und Lasten. Dies sind insbesondere Flügelbiegung und Ermüdung. Unter diesen Bedingungen sollen charakteristische Daten, wie z.B. Aktuatorkraft und Dehnungen etc. erfaßt werden. Zusätzlich soll die Funktion des integrierten Enteisungssystems durch die Aufnahme von Temperaturwerten dokumentiert werden. Anschließend werden diese Daten für eine Validierung des erstellten FE-Modells (vgl. Abb. 4) genutzt. Die ermittelten Daten sollen Einblick in die Interaktion der verschiedenen Funktionalitäten im Betrieb und damit verbundene Reaktionen der Struktur geben.

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3.1 Versuchsaufbau Der Versuchsaufbau wurde mit AGI und der Strukturversuchsanstalt VZLU als hauptverantwortlichem Partner entwickelt. Der Aufbau ist der Einbausituation am Flügel nachempfunden, so daß es einen Holm gibt, der den Flügelvorderholm repräsentiert. An diesem wird dann über einen Hilfsholm die Vorderkante befestigt. Der Holm ist an drei Positionen mit hydraulischen Zylindern abgestützt, über die auch die Flügelbiegung in den Holm eingeleitet werden kann. Die Verwendung eines Hilfsholms wurde gewählt, um die Montage am Versuchsstand und das Handling zu vereinfachen. Entsprechend wurde die Glasfaserstruktur der Vorderkante inklusive des Antriebsstrangs und den Kinematiken vormontiert. Die Vorderkantenstruktur wurde neben der Vernietung am Hilfsholm auch am Hauptholm befestigt. Eine Übersicht ist in Abb. 5 dargestellt.

Abb. 5: Versuchsaufbau für den Demonstrator (GT) der Smart Droop Nose.

3.2 Instrumentierung Für die Verformungsmessungen wurde das kontaktfreie 3D Messsystem PONTOS der Firma GOM verwendet. Mit diesem System können Starrkörperbewegungen auf Basis von Markern analysiert und dokumentiert werden. Anhand der Ergebnisse können anschließend komplexe Bewegungen in 3D veranschaulicht werden. Es wurden dazu zwei Kameras verwendet, die für die Messungen auf einem Podest installiert waren. Aufgrund der Größe des zu vermessenden Objekts wurde die Vorderkante in zwei Abschnitten bzw. Messungen vermessen. Die Kalibrierung erfolgte dabei jeweils mit einem Messvolumen von 1700mm x 1360mm x 1360mm. In einem späteren Schritt der Nachbearbeitung wurden die gemessenen Abschnitte mit Hilfe der Hersteller-­Software kombiniert und die Abweichungen bezogen auf ein Referenz-CAD-Modell ausgewertet. Zur Zustandsüberwachung und Messdatenaufnahme wurden Dehnungen der



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Haut sowie auch der Kinematikelemente mit Standard-DMS gemessen. Auf der Haut der Vorderkante wurden in mehreren spannweitigen Schnitten drei Dehnmessstreifen in Profiltiefenrichtung verwendet. Diese Dehnmessstreifen wurden kolokal mit den Kinematiken, d.h., in den Querschnitten, in denen die innen liegenden Mechanismen an die Haut angeschlossen sind, (Rippenstation 10 bis 16) verwendet, da dort Dehnungsspitzen zu erwarten sind.

Abb. 6: Nomenklatur zur Plazierung der Dehnmessstreifen.

Für die Messung der Dehnungen in Spannweitenrichtung wurden in vier Querschnitten Dehnmessstreifen verwendet. Die Kennzeichnung ist in Abb. 6 erläutert. Insgesamt wurden so 12 DMS auf der Haut verwendet. Zur Messung der Dehnungen auf den Elementen des Antriebsmechanismus wurden einzelne ausgewählte Elemente mit DMS ausgerüstet um einerseits die übertragenen Kräfte, andererseits aber auch unerwünschte Biegebeanspruchung detektieren zu können. Zusätzlich wurden zwei Winkelsensoren verwendet, um die Auslenkung von Kinematikelementen bestimmen zu können, sowie eine Kraftmessdose zur Messung der Aktuatorkraft. Die Kraftmessdose zur direkten Messung der Aktuatorkraft ist in den Antriebsstrang integriert. Dieser besteht aus einer Achse bzw. Gestänge entlang des Vorderholms, die durch lineare Translation (Zug/Druck) entlang des Vorderholms durch den Aktuator angetrieben wird (vgl. Abb. 5). Es wird damit von der im Flugzeugbau üblichen Umsetzung mit einer schnell drehenden Welle zur Übertragung der Antriebsenergie zugunsten des kleineren Bauraums abgewichen. Für die Versuche mit simulierter Flügeldurchbiegung wird die Kraft durch eine Kraftmessdose jeweils direkt an den drei Hydraulikzylindern gemessen (vgl. Abb. 5). Für die Dokumentation und Überwachung der

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Arbeitsweise des Enteisungssystems sind Temperatursensoren wie in Abb. 7 dargestellt auf der Hautoberseite angebracht. Zusätzlich wurde eine FLIR Thermokamera verwendet um aus verschiedenen Perspektiven einen Schnelltest der Temperatur durchführen zu können.

Abb. 7: Position der Temperatursensoren in den drei Bereichen des Enteisungssystems.

3.3 Ergebnisse Die Auswertung der Ergebnisse wird hier in Ausschnitten für die Ergebnisse des statischen Tests dargestellt. Dabei wird der Vergleich der Messungen mit den berechneten Ergebnissen getrennt für die Meßgrößen Verformung, Dehnungen und Kraft durchgeführt.

3.3.1 Form und Verformung Die mit dem PONTOS-System gemessene Verformung der Vorderkante ist in Abb. 8 dargestellt. Die Vorhersage auf Basis der FE-Rechnungen entspricht den gemessenen Werten im Falle der Outboard-Seite Vorderkante (tip) gut. Größere Abweichungen sind lediglich an der Innenseite der Vorderkante (inboard) feststellbar. Eine negative Differenz in den Vergleichswerten zeigt in diesem Fall, daß die Verformungen unter den erwarteten Werten liegen. In diesem Fall wird eine Differenz von 12.5mm, d.h. eine relative Abweichung von –31\% angegeben. Die Abweichung im Aussenflügelbereich liegt mit +1mm klar darunter und stimmt gut mit der Zielkontur überein. Hier wurde eine Verformung festgestellt, die etwa 8% größer als der Erwartungswert war. Im Vergleich zu den im Vorgängerprojekt gemessenen Abweichungen (±2mm im Projekt SADE [8]) ist die Abweichung an der Inboard-Seite relativ groß. Es wird vermutet, dass die große Abweichung teilweise auf einen Fehler in der Nachbearbeitung der Messergebnisse zurückzuführen ist, der bei der Zusammenführung der getrennt gemessenen Abschnitte entstanden ist. Ein Hinweis darauf könnten die inkonsistenten Ergebnisse der Verformung im Bereich der Trennstelle der Messungen ­hindeuten. Aufgrund der Datenmenge war eine Vorortauswertung der Messdaten leider nicht



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möglich. Aufgrund der limitierten Versuchszeit musste auf eine Wiederholung der aufwendigen Messung verzichtet werden. Da die Fähigkeit der Abbildung einer gegebenen Zielkontur schon im Vorgängerprojekt demonstriert werden konnte, lag der Schwerpunkt der Messung im Falle des Projekts SARISTU auf dem Nachweis der Integration und der Funktion der Technologien unter relevanten Lastbedingungen. Insgesamt kann von einer guten Wiedergabe der angestrebten Zielkontur ausgegangen werden, obwohl dies nicht im Fokus der Untersuchungen stand. Wichtig war die Prüfung unter praxisrelevanten Verformungen und Lasten der Struktur wie z.B. Flügelbiegung und Ermüdung.

Abb. 8: Absolute Differenz des Vergleichs von verformter Struktur und Soll-Werten aus dem CAD-Modell.

3.3.2 Dehnungen In Abb. 9 ist die Position der DMS sowie auch die Dehnungsverteilung aus einer FESimulation für die Fälle maximaler Abwärtsverformung in Kombination mit Flügelbiegung und reiner Flügelbiegung dargestellt. Der kritische, maximale Dehnungswert wird beim kombinierten Lastfall dabei auf der Unterseite des Profils in der Nähe der integrierten Anschlußstellen der Kinematik erreicht. Wird nun eine äußere Erosionsschutzlage berücksichtigt, verändert sich die Dehnungsverteilung erheblich. Durch die unterschiedliche Steifigkeit des Basismaterials und der Erosionsschicht verschiebt sich die Dehnungsverteilung über der Laminatdicke, so daß eine Mehrbeanspruchung der inneren Lagen stattfindet. Die maximale Dehnung der äußeren Lagen wird vom Einfluss der Krümmungsänderung sowie des Steifigkeitssprungs an den Stellen der Anbindung der Omegastringer zur Haut dominiert (Abb. 10). Beim Vergleich der berechneten Erwartungswerte an der kritischen Stelle mit den Messwerten SG xx-2 kann eine gute Übereinstimmung festgestellt werden (vgl. Tab. 2).

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Abb. 9: Position der DMS und FE-Analyse zur Bestimmung von erwarteten Dehnungsspitzen beim kombinierten Lastfall (Absenkung & Flügelbiegung).

Tab. 2: Übersicht über Vorderkanten-Demonstratoren im Projekt SARISTU. SG

ε1,max in μm/m, FEA

ε1,max in μm/m, exper.

Differenz

6400 6500 6800 7400 7150 8400 8577

6759 5771 7122 7723 8191 8792 8886

  +  5,6% –11,2%   +  4,7%   +  4,4%   +  15%   +  4,6%   +  3,6%

SG 10-2 SG 11-2 SG 12-2 SG 13-2 SG 14-2 SG 15-2 SG 16-2

3.3.3 Kraft Der Vergleich der gemessenen maximalen Aktuatorkraft von 6,7kN zeigt eine große Abweichung vom Erwartungswert aus FE-Berechnungen. Weiterhin zeigt auch der Verlauf der Kraft über der Zeit einen Verlauf der nicht den Erwartungen entsprach (vgl. Abb. 11). Zur Minimierung des Energiebedarfs wurde der Mechanismus an jeder Rippenstation so ausgelegt, daß die erforderliche Aktuatorkraft über einen Kniehebelmechanismus nahezu Null sein sollte. Abweichend davon ist im Kraftverlauf zu erkennen, daß nach dem Durchfahren eines Minimums von –6700N (Zugbeanspruchung des Aktuators) und einer Abnahme der Kraft bis zum Punkt der maximalen Auslenkung (bei ca. 14 Sekunden) eine nennenswerte Restkraft verbleibt, die vom Aktuator gehalten werden muß. Wird dann die Vorderkante wieder in die



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Abb. 10: Analyse und Vergleich der Dehnungsverteilung ε1 des Demonstrators Ti1.

Abb. 11: Versuchsergebnisse im Vergleich des Funktionstests des Windkanaldemonstrators (WTT, 4 Kinematikstationen).

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 Kintscher M., Kirn J., Monner H.P.

Ausgangsform gefahren, (bei ca. 20 Sekunden) springt die Kraft schlagartig zu positiven Werten der Kraft (Druck auf den Antriebsstrang), erreicht dann ein Minimum und endet bei Null. Da Gleitlager zur Lagerung des Antriebsstrangs am Vorderholm genutzt werden, wird vermutet, dass die Abweichung von den erwarteten maximalen Kräften sowie auch von vom erwarteten Kraftverlauf mit der Modellierung der Gleitlagerung in der Simulation zusammenhängen. Aufgrund des Kraftverlaufs wird von einer Kombination aus einem zu eng eingestellten Grenzwert der Positioniergenauigkeit des Aktuators sowie einem Stick-Slip-Effekt der Lagerung ausgegangen. Zusätzlich konnte eine Abweichung bei der Auslenkung der Kinematiken mit einem Erwartungswert von etwa 16.1° bis 16.4° zu einem gemessenen Wert von 15.4° im Funktionstest festgestellt werden.

4 Zusammenfassung und Ausblick Eine Herausforderung für formvariable Strukturen am Flugzeug ist die Integration von wichtigen Funktionen für die Anwendung am Flugzeug. Die erfolgreiche Integration solcher Funktionen, wie z.B. Enteisung, Erosionsschutz, Blitzschutz sowie Konzepten zum Schutz der Primärstrukturen wurden im Projekt SARISTU anhand von Simulationen, Bodenversuchen (einschließlich Flügelbiegung und Ermüdung) sowie einem Windkanaltest gezeigt. Die Hauptschwierigkeit stellt dabei die kompatible Integration zusätzlicher Funktionslagen in das (Basis-) Laminat dar. Es muss hier gezielt darauf geachtet werden die Flexibilität und damit die Fähigkeit zur Formanpassung zu erhalten. Insbesondere die Interaktion der einzelnen Funktionslagen führt hier schnell zu Zielkonflikten, die ein ausgewogenes Design erschweren. Abhängig vom eingesetzten Basismaterial für die Hautstruktur kann die Integration weiterer (Funktions-)Lagen z.B. zu einem Verlust der Kontrolle über den Verlauf der Biegesteifigkeit der Hautstruktur führen. Diese ist allerdings wie beschrieben enorm wichtig, um eine gewünschte Zielkontur einstellen zu können. Insbesondere bei der Verwendung von hoch steifen Metallfolien für den Erosionsschutz ist darauf zu achten, daß die Möglichkeit zur gezielten Anpassung der Biegesteifigkeit nicht verloren geht. Da die Formanpassung an eine gegebene Profilform über eine entsprechende Anpassung der Biegesteifigkeit der Haut (durch das auslaufen lassen von Lagen) gesteuert werden kann, dominieren Lagen, die über den gesamten Umfang der Vorderkante Verwendung finden, die Steifigkeitsverteilung der Haut unter Umständen zu stark als daß das Profil effektiv an eine Zielform angepaßt werden kann. Weiterhin hängt die Fähigkeit der Formanpassung von der maximal zulässigen Dehnung der einzelnen Lagen ab. Die Einführung von zusätzlichen Lagen bedeutet in diesem Zusammenhang zunächst eine lineare Zunahme der Dehnungen mit der Dicke des Hautlaminats. Zusätzlich nimmt die Krümmungsänderung in Spannweitenrichtung durch die geringen Krümmungsradien der Vorderkante im Außenflügelbereich zu wenn die Parameter der aerodynamischen



Integration von Funktionslagen in Formvariable Strukturen 

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Ziel konstant gehalten werden.1 Im Außenflügelbereich kommt erschwerend für den Entwurf eines formvariablen Struktursystems der begrenzte Bauraum hinzu. Um die benötigten Trajektorien durch eine Kinematik bereitstellen zu können, wäre Bauraum mit Potential zur Optimierung notwendig. Nachteilig ist in diesem Zusammenhang die oben beschriebene Verwendung eines Hilfsholms. Das Konzept erleichtert zwar das Handling und die Montage, es werden allerdings im betrachteten Fall 130mm (konstant in Spannweitenrichtung) Bauraum vor dem Vorderholm belegt, die nicht für die Anordnung von anderen Bauteilen oder einer Optimierung der Kinematik genutzt werden können. In den äußeren Querschnitten des Profils führt dies zu einem Verlust von 9% der Profiltiefe, die nicht für die Erzielung einer Zielform genutzt werden können. Die Approximation von aerodynamisch optimierten Zielkonturen ist insbesondere im Außenflügelbereich begrenzt. Für große Krümmungsdifferenzen, also große Verformungen, in diesem Bereich könnten z.B. hybride Glasfaser-Elastomer-Laminate wie bei [12] gezeigt besser geeignet sein, da sie eine höhere Dehnbarkeit besitzen. Allgemein setzt die Integration von Funktionslagen in eine formveränderliche Struktur, wie sie hier entworfen wird, die Reduzierung auf absolut nötige Schichtdicken voraus. Hinzu kommen die schon angesprochenen gegenläufigen Anforderungen der unterschiedlichen Funktionslagen, wie z.B. des Blitzschutzes und der Heizmatte zur Enteisung: Für die Isolation des Enteisungssystems bei Blitzschlag müssen Isolationslagen zwischen der leitenden äußeren Erosionsschicht und der innen liegenden Heizlagen vorgesehen werden. Um eine ausreichende Isolation gewährleisten zu können durfte im vorliegenden Fall die Schichtdicke nicht kleiner als 0,25mm betragen. Diese Isolationsschicht isoliert in diesem Fall dann leider auch die Temperaturausbreitung von der Heizmatte nach außen zum Enteisen, so daß die Heizmatte im inneren mit einer hohen Temperatur betrieben werden muß, die evtl. zur Schädigung des Laminats führt. Bezüglich der Erosionsschutzschicht ist ohnehin die Verfügbarkeit von Materialien, die einerseits eine gute Erosionsschutzwirkung haben aber andererseits auch hohe Dehnungen ertragen können, begrenzt. Die Verfügbarkeit von z.B. Titanfolien am Markt in der benötigten Größe ist ebenso begrenzt. Es wird daher zu untersuchen sein, inwieweit Folie auf Polyurethan-Basis einsetzbar sind.

Literaturverzeichnis [1] ACARE, Vision 2020, European Commission. [2] ACARE, Flightpath 2050, European Commission.

1 Die aerodynamische Zielkonturen wurden mit Hilfe der in [11] vorgestellten Vorgehensweise von T. Kuehn und J. Wild erstellt. Konstanter Parameter ist z.B. die prozentuale maximale Absenkung der Vorderkante bezogen auf die lokale Profiltiefe.

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 Kintscher M., Kirn J., Monner H.P.

[3] De Gaspari and S. Ricci: Active Camber Morphing Wings Based on Compliant Structures. Proceedings of the 2013 AIDAA Conference of the Italian Association of Aeronautics XXI Conference, 9th–12th of September, 2013, Naples, Italy. [4] D. Weber J. Mueller-Roemer, J. Simpson, S. Adachi, W. Herget, V. Landersheim, D. Laveuve: Smart Droop Nose for application to Laminar Wing of future Green Regional A/C. Greener Aviation 2014, 12.03–14.03.2014, Brussels. [5] G. A. A. Thuwis, M. M. Abdalla and Z. Guerdal: Optimization of a variable-stiffness skin for morphing high-lift devices. Smart Materials and Structures, Vol. 19, Number 124010, 2010. [6] Wild, Jochen und Pott-Pollenske, Michael und Nagel, Björn: An integrated design approach for low noise exposing high-lift devices. 3rd AIAA Flow Control Conference, 2006-06-05 - 2006-0608, San Francisco, CA (USA). [7] Monner, H. P., Riemenschneider, J., Kintscher M.: Ground test of a Composite Smart Droop Nose. AIAA/ASMR/ASCE/AHS/ASC 2012, 23.-26.04.2012, Honolulu, Hawaii. ISBN 10.2514/6.2012-1580. [8] SARISTU, FP7 project-consortium, http://www.saristu.eu [9] H. Zimmer :Quertriebskoerper mit veraenderbarer Profilierung, insbesondere Flugzeugfluegel. German Patent No. DE 2907912-A1, 1979. [10] Kintscher, M. und Monner, H. P. und Kuehn, T. und Wild, J., Wiedemann, M.: Low speed wind tunnel test of a morphing leading edge. Proceedings of the 2013 AIDAA Conference of the Italian Association of Aeronautics XXI Conference, 9th – 12th of September, 2013, Naples, Italy. [11] Kuehn, T. und Wild, J.: Aerodynamic Optimization of a Two-Dimensional Two-Element High Lift Airfoil with a Smart Droop Nose Device. 1st EASN Association Workshop on Aerostructures}, 07.10.2010 - 08.10.2010, Paris, France, 2010. [12] Schmitz, A. und Horst, P. und Rudenko, Anton und Monner, Hans Peter: Design of a contourvariabledroopnose. Forschungsbericht 2013-03, TU Braunschweig}, Techn. Univ., Campus Forschungs-flughafen. Seiten 110-121. ISBN 978-3-928628-63-1.

Hübler M., Nissle S., Gurka M., Wassenaar J.

Realisierung adaptiver Turbulatoren mittels Formgedächtnislegierungselementen und Faserkunststoffverbunden – ein skalierbares Aktorikprinzip Zusammenfassung: Mit adaptiven Turbulatoren kann die aerodynamische Leistungsfähigkeit bei fast jedem Tragflächenflugzeug verbessert werden. Sie bieten die Möglichkeit die Mindestfluggeschwindigkeit ohne Nachteile für die Reiseflugeffizienz zu reduzieren. Die Randbedingungen der Anwendung – ein sehr limitierter Bauraum, ein möglichst geringes Gewicht und die Realisierung einer Vielzahl von kleinen Stellelementen – erschweren die Realisierung dieser Funktionalität mit konventionellen mechanischen Systemen. Hybridverbunde aus SMA und FKV mit materialintegrierter Aktorik ermöglichen eine aktiv ansteuerbare Funktion auch unter derartigen Anforderungen. Mittels einer FEM-basierten Auslegung wird sichergestellt, dass die angestrebte Funktionalität der aktiven Turbulatoren erreicht wird. Entsprechend hergestellte aktive Turbulatoren mit einer Bauhöhe von lediglich 1,8 mm zeigen in der experimentellen Untersuchung eine Spitzenauslenkung von 17 mm. Schlüsselwörter: FGL, SMA, Formgedächtnislegierung, aktiv Komponente, adaptive Aktorik, FKV, Faserkunststoffverbund, Turbulator, Flügelströmung

1 Einleitung In der Luftfahrt, speziell bei Tragflächenflugzeugen, wird eine Vielzahl an Steuerflächen eingesetzt, um aktiv die Flugbahn zu beeinflussen oder die Aerodynamik situationsabhängig zu optimieren. Klassischer Weise wird hierbei eine steife Fläche mittels eines Aktors über ein mechanisches System in die gewünschte Stellung bewegt. Der für das mechanische System benötigte Bauraum und das zusätzliche Gewicht verhindern eine Ausweitung der aerodynamischen Anpassbarkeit über die klassischen Steuerflächen hinaus. In diesen Bereichen werden häufig statisch ausgeprägte Geometrien als Kompromisslösung eingesetzt, die nur für einen bestimmten Flugzustand die optimale Leistung sicherstellen, so zum Beispiel bei Winglets, Turbulatoren, Flügelprofilen, Lufteinlass- und Luftauslass-Geometrien der Triebwerke. [1–7] Neue aktive Funktionen werden durch den Einsatz eines neuen Aktorikprinzips mit anderen Rahmenbedingen umsetzbar. Aktive Hybridverbunde aus Formgedächtnislegierungselementen und maßgeschneiderten Faserkunststoffverbunden kommen ohne ein mechanisches System aus und reduzieren so den benötigten Bauraum und das mit der aktiven Funktion verbundene Zusatzgewicht (vgl. Abb. 1). Durch die DOI 10.1515/9783110469240-004

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 Hübler M. et al.

Skalierbarkeit des Aktorikprinzips können auch bestehende Größengrenzen außer Acht gelassen werden. Es können zum Beispiel auch verteilte, kleine Stellelemente von großer Anzahl effizient dargestellt werden oder großflächige Anpassungen mit nur kleinen Auslenkungen vorgenommen werden.

Abb. 1: Vergleich unterschiedlicher Aktorikprinzipien.

Kleine, die Grenzschicht störende Elemente, sogenannte Turbulatoren (engl. Vortex Generators), werden klassischer Weise in einer statischen Ausführung in großer Anzahl verteilt auf der Flügeloberfläche montiert. Durch ihre Wirkung wird die Strömung bei hohen Anstellwinkeln stabilisiert und das nutzbare Geschwindigkeitsfenster über die eigentlichen Grenzen des Flügelprofils hin zu geringeren Geschwindigkeiten erweitert. Im Sinne eines Kompromisses wird in Kauf genommen, dass die statischen Turbulatoren den Widerstand zu jedem Zeitpunkt des Fluges erhöhen und die Effizienz schmälern. Mit aktiven Turbulatoren kann dieser Nachteil nur auf die Dauer des eigentlichen Langsamfluges beschränkt werden. Die Möglichkeit diese Turbulatoren adaptiv zu gestalten, kann die aerodynamische Effizienz eines jeden Tragflächenflugzeuges signifikant verbessern, da es möglich ist das eigentliche Flügelprofil ohne Kompromiss für den Reiseflug zu optimieren und die notwendigen Langsamflugeigenschaften für Start und Landung nur bei Bedarf durch die Aktivierung der Turbulatoren sicherzustellen. Eine Vielzahl von aktiven Ausführungsvarianten wurde in der Vergangenheit vorgeschlagen jedoch stellen komplexe mechanische Systeme und ein unvollständiges Versenken der Elemente Hindernisse dar. [1,2,8–10]

2 Grundlagen 2.1 Statische Turbulatoren Statische Turbulatoren werden sowohl bei verschiedenen Flugzeugtypen als auch bei Windkraftanlagen eingesetzt. Durch die Erzeugung von Wirbeln wird die



Realisierung adaptiver Turbulatoren mittels 

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oberflächennahe Grenzschicht mit der schnell fließenden Strömung vermischt und so ein Ablösen der Strömung bei hohen Anstellwinkeln verhindert bzw. verzögert. Ein Ablösen der Strömung führt zu einem schlagartigen starken Rückgang des Auftriebs und kann die Steuerbarkeit des Flugzeuges kritisch beeinträchtigen. Turbulatoren kommen deshalb auch lokal im Bereich von Steuerflächen zum Einsatz. Hier besteht die Gefahr, dass die Strömung der Ruderfläche bei großen negativen Ruderausschlägen (nach unten) nicht folgen kann und die Steuerbarkeit (Ruderwirksamkeit) nachlässt. In der Literatur sind verschiedene Grundformen von Turbulatoren bekannt, wie es Abb. 2 zeigt.

Abb. 2: Turbulatoren mit verschiedenen Geometrieausführungen nach [11].

Auf der Flügeloberfläche montierte Turbulatorelemente müssen, um wirksam zu sein, durch die Grenzschicht hindurch in die ungestörte schnelle Strömung ragen. Die Grenzschichthöhe nimmt mit der Lauflänge der Strömung über den Flügel zu und ist von der Flügeltiefe, dem Flügelprofil und der Geschwindigkeit individuell abhängig. Abb. 3 zeigt für verschiedene Positionen an einem Flügel mit abgerissener Strömung (ohne Turbulatoren) das jeweilige Geschwindigkeitsprofil. Hinter dem Ablösepunkt (Punkt 3) ist eine signifikante Rückströmung zu erkennen. Das Strömungsbild mit Turbulatoren zeigt, wie die Strömung dem Flügelprofil bei gleicher Anströmung wesentlich besser folgen kann.

 Hübler M. et al.

Strömungsgeschwindigkeit

Grenzschicht

Abstand zur Oberfläche

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1 1

2

3

Bild: DG Flugzeugbau

2

4

Position Bild: DG Flugzeugbau

3 4

Ohne Turbulatoren

Mit Turbulatoren Normierte Magnitude der 1 Strömungsgeschwindigkeit 0

Abb. 3: Änderung der Strömungsgeschwindigkeit in Abhängigkeit von Position und Abstand zur Flügeloberfläche. Bilder: DG Flugzeugbau.

2.2 Aktive SMA-FKV-Hybridverbunde Ein Faserkunststoffverbund entsteht durch die Kombination einer Polymermatrix und einer Verstärkungsfaser. Diesem Materialverbund eine weitere Komponente hinzuzufügen, welche eine spezielle Funktionalisierung ermöglicht, ist eine vielfach genutzte Strategie z.B. zur Zähmodifizierung oder Verbesserung der elektrischen Leitfähigkeit. Um einen „aktiven Verbund“ zu erhalten, d.h. ihm eine aktorische Funktion zu verleihen, bieten sich insbesondere Festkörperaktuatoren mit materialgebundenem Aktorikeffekt für die Integration an. Durch eine geschickte maßgeschneiderte Integration kann der Aktorikeffekt in gewünschter Ausprägung und Richtung materialeffizient auf den Gesamtverbund übertragen werden. Abhängig von adressiertem Aktorikumfang und geforderter Dynamik eignen sich verschiedene Festkörperaktuatoren. Für makroskopische Verformungen unter zusätzlichen externen Lasten, wie es bei aerodynamischen Stellflächen der Fall ist, sind Formgedächtnislegierungen (FGL, engl. Shape Memory Alloys SMA) prädestiniert. Sie verfügen über ein sehr hohes Aktorikpotential mit den höchsten erreichbaren Spannungen bei einer gleichzeitigen Dehnung im einstelligen Prozentbereich. Abb. 4 zeigt die Position der Formgedächtnislegierungen im Feld der verfügbaren Festkörperaktuatoren im Vergleich zu anderen wichtigen Vertretern. Die direkte Integration in den Materialverbund kommt ohne spezielle Elemente zur mechanischen Anbindung aus und spart dadurch Gewicht und Bauraum. Des Weiteren lassen sich die geometrischen Abmessungen über mehrere Dimensionen



Realisierung adaptiver Turbulatoren mittels 

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ändern, ohne dass die prinzipielle Funktionalität gefährdet wird. Wird die FGL in Form von gerichteten Filamenten/Drähten eingebracht, muss nur mit einem entsprechenden Design sichergestellt werden, dass die Spannungen am Ende der aktiven Strecke sicher aus der FGL in den FKV übertragen werden können.

Abb. 4: Bereich möglicher Aktordehnungen und Aktorspannungen, der derzeit mit bekannten Festkörperaktuatoren abgedeckt werden kann, mit ausgewählten Beispielen nach [12].

3 Adaptive Turbulatoren 3.1 Anforderungen Die positive Wirkung adaptiver Turbulatoren auf das Flugverhalten ergibt sich nur, wenn die kleinen Turbulatorelemente in großer Anzahl gemeinsam aus- und eingefahren werden können. Für Flügeltiefen, wie sie in der allgemeinen Luftfahrt üblich sind (< 2 m), bewegt sich die Länge der Turbulatoren im Bereich weniger Zentimeter. Die Höhe wiederum liegt im Bereich von 10 bis 20 mm. Die Höhe muss dabei so gewählt sein, dass der oberste Punkt des Turbulators aus der Grenzschicht heraus ragt und die ungebremste Strömung erreicht. Im vorliegenden Fall eines doppelsitzigen Segelflugzeuges vom Typ DG-1000 wurden 15 mm als zu erreichende Mindestauslenkung definiert, die auch bei einer zu erwartenden Strömungslast erreicht werden soll. Selbstverständlich soll ein vollständiges Einfahren möglich sein, um die optimale Leistung im Reiseflug gewährleisten zu können. Für die Vorgänge „Ausfahren“ und „Einfahren“ werden unterschiedliche Reaktionsgeschwindigkeiten gefordert. Während die Stabilisierung des Langsamfluges durch das Ausfahren der Turbulatoren innerhalb weniger Sekunden erforderlich ist, ist der Übergang zurück zum möglichst effizienten Schnellflug sicherheitsunkritisch und darf eine größere Zeitspanne beanspruchen.

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 Hübler M. et al.

Flügel eines DG-1000 Segelflugzeuges mit einer Spannweite von 20 m 8m

Turbulator Bereich Flügelprofil

Bild: DG Flugzeugbau Detail 50 mm Verfügbarer Bauraum

5 mm

Abb. 5: Applikationsbereich für aktive Turbulatoren an einem Segelflugzeugflügel und zur Verfügung stehender Bauraum. Bildquelle: DG Flugzeugbau.

Abb. 5 zeigt den Bereich auf der Flügeloberfläche in dem die Turbulatoren vorgesehen sind. Um den Eingriff in die Flugzeugstruktur möglichst gering zu halten, wurde der zulässige Bauraum mit 50x5 mm² sehr eng gewählt. Nur so fallen die notwendigen Zusatzmassen zur Strukturanpassung gering aus und machen die Integration adaptiver Turbulatoren für das Gesamtsystem „Flugzeug“ attraktiv. Selbstverständlich soll auch das Gewicht der adaptiven Turbulatoren selbst möglichst gering ausfallen.

3.2 Auslegung Für die nur zeitweise benötigte Auslenkung der Turbulatoren bietet sich die Verwendung von 2-Weg-Effekt Formgedächtnislegierungen an. Die beim Aufheizen stattfindende Kontraktion kann zur Aufwölbung der Turbulatoren genutzt werden, anschließend führt die Rückumwandlung beim Abkühlen zu einer vollständigen Rückverformung. Die flache „eingefahrene“ Konfiguration wird somit im abgekühlten Zustand eingenommen. Die ausgefahren Konfiguration wird durch ein Aufheizen der aktiven SMA-Elemente herbeigeführt. Wesentlich für die Wirkung ist die erreichte Auslenkung aus der Flügeloberfläche im ausgefahrenen Zustand. Die zu erreichende Auslenkung von 15 mm sowie die möglichst geringe Bauhöhe sind die wichtigsten Auslegungsziele, die erfüllt werden müssen. Unter Einsatz der Finite-Element Methode können die entsprechenden Parameter effizient variiert und optimiert werden. Die Aktorik ist von einer Vielzahl an Parametern abhängig. Die wichtigsten Parameter sind: Eingesetzter SMA Typ, Menge der SMA-Elemente, Länge des aktiven Bereichs, Temperatur des SMAs, Laminataufbau und externe Last. Abb. 6 zeigt die Abmessungen sowie eine beispielhafte Konfiguration im ausgelenkten Zustand.



Realisierung adaptiver Turbulatoren mittels 

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Abb. 6: Geometrische Abmessungen und simulative Vorhersage der Spitzenauslenkung eines aktiven Turbulators.

Abb. 7: Verformungskonturen und Daten eines experimentell untersuchten, aktiven Turbulators.

3.3 Experimentelle Untersuchung Mit den Information aus der Auslegung wurden aktive Turbulatoren hergestellt und anschließend experimentell Untersucht. Die aktiven Turbulatoren haben eine maximale Dicke von 1,8 mm und ein Gewicht von je 1,5 g. Die Verformung wird von zwei Drähten mit einem Durchmesser von 0,5 mm aus SmartFlex® (Hersteller: SEAS Getters)

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 Hübler M. et al.

erzeugt. Zur thermischen Aktivierung werden die, in Reihe geschalteten Drähte für 1,05 s mit 5 A beaufschlagt. In Abb. 7 ist zu sehen, dass mit dieser Konfiguration eine Y-Auslenkung von 17 mm an der Spitze möglich ist. Die Proben erreichen somit die minimal geforderte Auslenkung von 15 mm innerhalb kurzer Zeit. Nach Abschalten des Heizstromes setzt die Abkühlung durch Wärmeleitung und Konvektion in ruhender Laboratmosphäre ein. Ein maßgeblicher Teil der Verformung wird innerhalb von 7 Sekunden zurückgestellt. Von einer vollständigen Rückverformung kann nach ca. 40 Sekunden gesprochen werden.

4 Zusammenfassung und Ausblick Mit aktiven Turbulatoren können signifikante Verbesserungen bei fast jedem Tragflächenflugzeug erreicht werden. Sie bieten die Möglichkeit, die Mindestfluggeschwindigkeit ohne Nachteile für die Reiseflugeffizienz zu reduzieren. Die Randbedingungen – ein sehr limitierter Bauraum, ein möglichst geringes Gewicht und die Realisierung einer Vielzahl von kleinen Stellelementen - machen es schwierig, die Funktion mit konventionellen mechanischen Systemen umzusetzen. Hybridverbunde aus SMA und FKV mit materialintegrierter Aktorik ermöglichen die Realisierung einer aktiven Funktion auch unter derartigen Anforderungen. Eine FEM-basierte Auslegung der aktiven Turbulatoren stellt sicher, dass das angestrebte Aktorikziel erreicht werden kann. Die experimentelle Untersuchung eines hergestellten Turbulators zeigt eine Spitzenauslenkung von 17 mm. Damit konnte gezeigt werden, dass ein aktiver Turbulator aus SMA-FKVHybridverbund mit nur 1,8 mm Dicke und einem Gewicht von 1,5 g den Anforderungen gerecht werden kann. Dies unterstreicht das Potential dieser Technologie gerade für Anwendungen bei denen Bauraum und Gewicht eine große Rolle spielen. In den nächsten Schritten wird die aerodynamische Wirkweise untersucht und optimiert, sowie die Systemintegration ins Flugzeug genauer betrachtet. Abschließen soll die Entwicklung mit einem Testflug eines doppelsitzigen Segelflugzeuges vom Typ DG-1000. Danksagung: Die Autoren danken dem Bundesministerium für Wirtschaft und Energie (BMWi) für die Förderung im Rahmen des Zentralen Innovationsprogramms Mittelstand (ZIM), Projekt „VortexGen“, Förderkennzeichen: KF2088334CK4.



Realisierung adaptiver Turbulatoren mittels 

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Literaturverzeichnis [1] T. R. Quackenbush, R. M. McKillip, G. R. Whitehouse: Development and Testing of Deployable Vortex Generators Using SMA Actuation. In: Proceedings of 28th AIAA Applied Aerodynamics Conference. USA, IL, Chicago, 2010. [2] T. Ikeda, S. Masuda, T. Miyasaka, T. Ueda: Smart Vortex Generator Using Shape Memory Alloy. In: Proceedings of 25th International Congress Of The Aeronautical Sciences. Hamburg, 2006. [3] S. Vasista, J. Riemenschneider und H. P. Monner: Design and Testing of a Compliant MechanismBased Demonstrator for a Droop-Nose Morphing Device. In: Proceedings of 23rd AIAA/AHS Adaptive Structures Conference, 05.-09. Jan. 2015, Kissimmee, Florida, USA, 2015. [4] D. J. Hartl, D. C. Lagoudas, F. T. Calkins, J. H. Mabe: Use of a Ni60Ti shape memory alloy for active jet engine chevron application: I. Thermomechanical characterization. Smart Mater. Struct. 19 (1): 15020, 2010. [5] D. J. Hartl, J. T. Mooney, D. C. Lagoudas, F. T. Calkins, J. H. Mabe: Use of a Ni60Ti shape memory alloy for active jet engine chevron application: II. Experimentally validated numerical analysis. Smart Mater. Struct. 19 (1): 15021, 2010. [6] R. Cosin, F. M. Catalano, L. G. N. Correa, R. M. U. Entz: Aerodynamic Analysis of Multi-Winglets for Low Air Speed Aircraft. In: Proceedings of 27th ICAS International Congress Of The Aeronautical Sciences 27, 2010. [7] G. Srikanth, B. Surendra: Experimental Investigation on the Effect of Multi-Winglets. International Journal of Mechanical & Industrial Engineering 1 (1): 43–46, 2011. [8] Bell Helicopter Textron, Inc.: Retractable vortex generator. Inventor: J. C. Narramore, US 7878457B2, 2011. [9] The BOEING COMPANY: Vortex generator using shape memory alloys. Inventors: B. N. ­Shivashankara, J. H. Mabe, D. J. Clingman, US 2014/0331665, 2014. [10] M. Champbell: Controllable vortex generator. US 6427948B1, 2002. [11] G. V. Lachmann: Boundary layer and flow control: its principles and application. Pergamon Press, 1961. [12] H. G. Wulz, R. Petricevic, M. Gurka: New advanced materials Smart Materials. In: ECSS E-30-04 ESA Structural Material Handbook ESA ESTEC, Noordwijk, 2006.

Aktive Schwingungsbeeinflussung

Möhring H-C., Lerez C., Wiederkehr P.

Aktive Schwingungskompensation bei der Bearbeitung dünnwandiger Bauteile Zusammenfassung: Bei der Fräsbearbeitung dünnwandiger Bauteile, wie bspw. Turbinenschaufeln oder Radialverdichtern, kommt es infolge der Anregung durch den Fräsprozess zu Bauteilschwingungen. Diese können sich derart schadend auf die Bauteiloberfläche auswirken, dass die gefertigten Werkstücke zu Ausschuss werden. Um solche Schwingungs- bzw. sogenannte Ratter-Effekte zu vermeiden, werden heutzutage die Prozessparameterwerte zulasten der Produktivität reduziert. In diesem Beitrag wird demgegenüber ein aktives Kompensationssystem vorgestellt, welches kritische Schwingungen während der Bearbeitung erkennt und diesen durch gezielte Gegenanregung entgegen wirkt. Die hierzu erforderlichen sensorischen und aktorischen Elemente sind in die Struktur eines Werkstückhalters integriert. Im Rahmen der Forschungs- und Entwicklungsarbeiten erfolgt eine separate PC- und dSpace-basierte Ansteuerung, welche eine Implementierung unterschiedlicher Regelungsstrategien ermöglicht. Der Systemaufbau sowie die Funktionsweise werden hier vorgestellt und diskutiert. Schlüsselwörter: Aktive Schwingungskompensation, Fräsbearbeitung, dünnwandige Bauteile

1 Einleitung Dünnwandige Bauteile, wie bspw. die Schaufeln von Radialverdichterrädern (Impeller) oder Blisks (blade integrated disks), neigen während der Fräsbearbeitung zu Schwingungen aufgrund der Anregung durch auftretende Prozesskräfte und der geringen dynamischen Steifigkeit der Werkstücke [1]. Diese Bauteilschwingungen führen zu inakzeptablen Oberflächenfehlern sowie zu einem erhöhten Werkzeugverschleiß. Weil Bauteile wie Impeller und Blisks häufig aus teuren Werkstoffen hergestellt werden und da deren Fertigung zeitaufwendige und komplexe Bearbeitungsoperationen erfordert, weisen die Werkstücke bereits während der Produktion hohe finanzielle Werte auf. Fertigungsfehler müssen unbedingt vermieden werden. Aus diesem Grund werden konventionelle Prozesse eher vorsichtig ausgelegt, so dass kritische Prozesszustände vermieden werden. Dabei werden Optimierungspotenziale hinsichtlich erreichbarer Materialabtragsraten oftmals nicht ausgeschöpft. Innerhalb des Europäischen Verbundprojektes INTEFIX („Intelligent Fixtures for the manufacturing of low rigidity components“, Grant agreement no: 609306, DOI 10.1515/9783110469240-005

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 Möhring H-C., Lerez C., Wiederkehr P.

www.intefix.eu) werden Werkstückspannvorrichtungen mit integrierten sensorischen und aktorischen Elementen entwickelt und analysiert [2–4]. Mit Hilfe dieser Systeme sollen Herausforderungen bei der Bearbeitung dünnwandiger Bauteile bewältigt werden, welche durch Werkstückschwingungen, Bauteilverzüge sowie bei der Positionierung und Ausrichtung großer und schwer zu handhabender Werkstücke verursacht werden. In diesem Beitrag wird eine in diesem Projekt entwickelte Spannvorrichtung für die Bearbeitung von Impellern vorgestellt. Ein erstes Entwicklungsziel besteht darin, mit Hilfe von in die Vorrichtung integrierten Sensoren kritische Bauteilschwingungen während der Bearbeitung erkennen zu können. Darüber hinaus dient die Vorrichtung einer aktiven Einleitung von Gegenschwingungen, mit denen insb. das Schwingungsverhalten der Bauteile während der Bearbeitung beeinflusst und somit kritische Prozessschwingungen reduziert werden sollen.

2 Ausgangslage und Lösungsansatz 2.1 Ausgangslage In diesem Beitrag wird die Fräsbearbeitung von Impellerschaufeln betrachtet (Abb. 1). Das Beispielbauteil weist einen Durchmesser von 200  mm und eine Höhe von 65 mm auf. In den Forschungsarbeiten wird Al7075 als Werkstückwerkstoff angesetzt. Die Schwingungscharakteristik der dünnwandigen Schaufeln kann durch deren unterste Eigenfrequenzen beschrieben werden (Abb. 2). Die erste Biegeeigenform tritt bei ca. 3,9 kHz, die zweite bei ca. 7,6 kHz auf. In beiden Schwingungsmoden entstehen die größten Auslenkungen an der oberen Schaufelspitze (in Abb. 2 handelt es sich um Relativwerte als Ergebnisse einer Modalanalyse mit Hilfe der Finite-Elemente-Methode (FEM), nicht um tatsächliche Auslenkungsbeträge). Der Darstellung lässt sich entnehmen, dass freie Schwingungen der Schaufeln Verlagerungen in allen drei Raumrichtungen hervorrufen. Dieser Effekt ist im Hinblick auf kritische Prozessschwingungen, bei denen es zu Relativverschiebungen zwischen Werkzeug und Werkstück kommt, besonders zu berücksichtigen. Umgekehrt basiert das im Folgenden vorgestellte Gegenanregungskonzept auf einer Ausnutzung dieses Schwingungseffektes. Bei der Bauteileinspannung ist neben einer möglichst steifen Fixierung des Werkstückes auf eine größtmögliche Zugänglichkeit der zu bearbeitenden Geometrien zu achten [5]. Aufgrund der Bauteilkomplexität erfordert die Fräsbearbeitung eine simultan 5-achsige Relativbewegung von Werkzeug und Werkstück. Dabei treten unterschiedlichste Winkelstellungen zwischen Frässpindel bzw. Werkzeugschaft und Maschinentisch bzw. Bauteil auf, die nicht durch Störkonturen behindert werden dürfen.



Aktive Schwingungskompensation bei der Bearbeitung dünnwandiger Bauteile 

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Abb. 1: Fräsbearbeitung eines Beispiel-Impellers.

Abb. 2: Eigenfrequenzen und Schwingungsformen der größeren Impellerschaufeln.

2.2 Lösungsansatz Im Hinblick auf die Vermeidung von Prozesszuständen, die eine unzulässige Oberflächenschädigung am Bauteil bewirken, besteht eine erste Zielsetzung darin, eine Sensorik in die zu entwickelnde Spannvorrichtung zu integrieren, mit der kritische Schwingungszustände während der Fräsbearbeitung der Impellerschaufeln erkannt werden können. Grundsätzlich eignen sich hierzu Kraft- und Beschleunigungssensoren, die in den Kraftfluss zwischen Werkstück und Vorrichtung bzw. in den Vorrichtungskörper eingebracht werden. Die Werkstückspannung erfolgt hier mit Hilfe eines Spanndorns (Abb. 3), der an die konstruktiven und funktionalen Anforderungen der entwickelten Vorrichtung angepasst wurde. Der Spanndorn verfügt über eine Plananlage, über die die axiale Referenzierung des gespannten Bauteils sichergestellt wird. Diese Plananlage eignet sich grundsätzlich für den Einbau von Kraft- oder

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 Möhring H-C., Lerez C., Wiederkehr P.

Beschleunigungssensoren. Allerdings würde eine Sensorintegration an dieser Stelle durch die begrenzten Abmessungen (der Außendurchmesser der Plananlage beträgt 40 mm, der Innendurchmesser 20 mm) erschwert. Überdies würden die eingebauten Sensoren die Steifigkeit der Bauteilanlage herab senken. Das Werkstück wird durch den Spanndorn über eine Spannzange fixiert, welche mit Hilfe einer Spannschraube geweitet wird. Dieser Spannmechanismus eignet sich ebenfalls grundsätzlich für die Anbringung entsprechender Sensorik. Für den entwickelten Prototypen wurde ein weiterer Sensorintegrationsansatz gewählt. Dabei werden Piezo-Flächenwandler in einen Spannteller eingebaut, welcher gegen die Unterseite des gespannten Werkstückes gepresst wird. Durch eine Vorspannung des Spanntellers am fixierten Bauteil kann die Sensitivität der Sensoren erhöht werden. Da sich der Spannteller nicht im Kraftfluss des Spanndorns befindet, wird die Steifigkeit der Werkstückspannung nicht beeinträchtigt. Die Sensorintegration wird in diesen Arbeiten von der Firma INVENT GmbH durchgeführt, welche Forschungspartner im Projekt INTEFIX ist.

Abb. 3: Spannung des Impellers und Sensor-Integrationskonzepte.

Mit dem Ziel, das Schwingungsverhalten des Bauteils während der Bearbeitung, welches zu erheblichen Oberflächenfehlern führt, zu beeinflussen und einen stabileren Bearbeitungsablauf zu erreichen wird in den hier vorgestellten Arbeiten der Ansatz verfolgt, Gegenschwingungen in das gespannte Werkstück einzuleiten. In Abb. 4 sind Möglichkeiten zur Einleitung der Gegenschwingungen dargestellt. Eine erste Möglichkeit besteht darin, das Werkstück in zwei translatorischen Freiheitsgraden anzuregen (Abb. 4a).



Aktive Schwingungskompensation bei der Bearbeitung dünnwandiger Bauteile 

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Abb. 4: Prinzipien zur Einleitung von Gegenschwingungen.

In Abhängigkeit von der Lage der aktuell zu bearbeitenden Impellerschaufel sind die Anregungsamplituden in den Freiheitsgraden derart anzusteuern, dass ein größtmöglicher Einfluss auf das Prozessschwingungsverhalten erreicht werden kann. Diesbezüglich ist davon auszugehen, dass eine Schwingungsbeeinflussung, die zu einer überlagerten Bauteilbewegung entsprechend den dominierenden Eigenformen (siehe Abb. 2) führt, einen maximalen Effekt hervorruft. Eine zweite Möglichkeit zur Gegenanregung sieht eine rotatorische Schwingungseinleitung vor, bei der die Anregungs-Rotationsachse der Werkstück-Hauptachse entspricht (Abb. 4b). Dabei wird der Effekt ausgenutzt, dass eine solche rotatorische Schwingungsanregung Schaufelschwingungen in den Eigenschwingungsformen (siehe Abb. 2) bewirkt. Ein dritter Ansatz beruht auf einer hochfrequenten Verkippung des Werkstücks in zwei rotatorischen Freiheitgraden (Abb. 4c). Diese Anregungsart erfordert ebenfalls eine von der jeweiligen Schaufelposition abhängige Ansteuerung der Aktorik. Im Unterschied zu den Lösungsansätzen in Abb. 4a und Abb. 4c benötigt das Konzept in Abb. 4b nur einen Aktor. Infolge dessen lässt sich ein kompakterer Aufbau der Spannvorrichtung realisieren. Darüber hinaus können die Kosten für die Aktorik vergleichsweise gering gehalten werden. Vor dem Hintergrund der dominierenden Eigenfrequenzen (siehe Abb. 2) soll eine möglichst hochfrequente Gegenanregung erreicht werden, um eine Schwingungsbeeinflussung möglichst nahe den Eigenfrequenzen umsetzen zu können. Als Aktorkonzept bieten sich Piezoaktoren an, welche neben einem hochfrequenten Betrieb und einer hohen Kraftdichte eine kompakte Bauform begünstigen [6–9]. Unter Berücksichtigung der erforderlichen Verstärkertechnik für den Betrieb von Hochleistungs-Piezoaktoren (in den hier vorgestellten Untersuchungen wurden Aktoren des Typs P-225.4S und P-025.40 der Firma PI mit Stellwegen bis 60 µm und einer Versorgungsspannung bis 1.000 V eingesetzt) sind mit jedem zusätzlich integrierten Aktor erhebliche Kosten verbunden. Die rotatorische Gegenanregung stellt eine Fußpunktanregung der Impellerschaufeln dar, welche sich unabhängig von der Schaufelposition direkt auf die dominanten Eigenschwingformen auswirkt. Daher kann eine effiziente Prozessbeeinflussung erreicht werden. Aus den genannten Gründen wurde der Lösungsansatz in Abb. 4b für die Realisierung eines Prototyps ausgewählt.

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 Möhring H-C., Lerez C., Wiederkehr P.

3 Grundlagenversuche Um die Wirkung der Gegenanregung auf den Fräsprozess untersuchen zu können, wurde zunächst ein vereinfachter Versuchsstand aufgebaut, in dem eine Schwingungseinleitung in einem translatorischen Freiheitsgrad umgesetzt werden kann (Abb. 5) [10, 11].

Abb. 5: Grundlagenversuch zur Analyse des Einflusses von Gegenschwingungen.

In diesem Versuchsstand wird ein vereinfachtes dünnwandiges Versuchsbauteil auf einem translatorisch in einem Freiheitsgrad beweglichen Schlitten befestigt. Der in Festkörpergelenken gelagerte Schlitten wird mit Hilfe eines Piezo-Aktuators zu Schwingungen angeregt. Die Schlittenbewegung kann über einen in den Versuchsaufbau integrierten Wirbelstromsensor erfasst werden. Während des Fräsprozesses können zusätzlich die am Werkstück auftretenden Auslenkungen durch Lasertriangulationssensoren gemessen werden. Entsprechend dem zuvor beschriebenen Sensorintegrationsansatz dient eine CFK-Platte mit eingebetteten Piezo-Flächenwandlern, die zwischen Werkstück und Schlitten montiert ist, der systeminhärenten Erfassung von Bauteilschwingungen. In Abb. 6 ist ein Vergleich gemessener Sensorsignale im Frequenzbereich dargestellt. Die systemintegrierte Sensorik zwischen Werkstück und Schlitten erlaubt eine Erfassung der Bauteil- und Systemschwingungen bis zur dominanten Eigenfrequenz (2.045 Hz) des gespannten Werkstücks.



Aktive Schwingungskompensation bei der Bearbeitung dünnwandiger Bauteile 

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Abb. 6: Vergleich der systemintegrierten Sensorik mit Messdaten der Laser-Triangulationssensoren.

In Abb. 5 sind resultierende Bauteiloberflächen aus Fräsexperimenten mit bzw. ohne Gegenschwingungsanregung dargestellt. Es ist deutlich zu erkennen, dass eine glattere Oberfläche erzielt werden kann, wenn eine aktive Prozessbeeinflussung stattfindet. Gemessene Rauheitswerte von Ra = 3,35 µm konnten durch den Einsatz der Gegenanregung auf Ra = 0,68 µm reduziert werden.

4 Prototyp des intelligenten Spannfutters Auf der Grundlage der Ergebnisse der Prüfstandsversuche wurde ein Prototyp eines intelligenten Spannfutters mit rotatorischer Gegenschwingungsanregung in einem Freiheitsgrad realisiert (Abb. 7). Der zuvor beschriebene Spannteller mit integrierter Sensorik (siehe Abb. 3) ist als CFK-Element mit eingebetteten Piezo-Flächenwandlern ausgeführt (Abb. 7a und Abb. 7d). Da dieses Element mit dem gespannten Werkstück zu rotatorischen Schwingungen angeregt wird, wirkt sich dessen Rotationsträgheitsmoment auf die erforderliche Anregungsenergie bzw. die Bandbreite und Amplitude der Gegenanregung aus. Aus diesem Grund wurde die Masse des Elementes weitestgehend reduziert. Die „Arme“ der sensorischen Struktur stützen sich gegen das gespannte Bauteil ab, so dass die eingebetteten Sensoren vorgespannt werden. Die Spannvorrichtung verfügt über einen inneren Kern, welcher in Festkörpergelenken gelagert ist (Abb. 7b). Gegen diesen Kern drückt ein Piezoaktor, welcher den Kern zu rotatorischen Schwingungen anregt. Der Piezoaktor stützt sich dazu an einem separaten Widerlager ab. Auf den Vorrichtungskern ist der zuvor vorgestellte Spanndorn aufgebaut, der die Fixierung des Werkstückes übernimmt (Abb. 7c). An dem Spanndorn wurden Veränderungen vorgenommen, um dessen Rotationsträgheitsmoment ebenfalls zu minimieren. Die Antriebssektion mit Piezoaktor ist mit einer oberen und einer unteren Rotationslagersektion verbunden, die eine Kippbewegung des angeregten Vorrichtungskerns abfangen. Durch die variable Nutzung der Lagersektionen sowie die Gestaltung der Festkörpergelenke kann die Steifigkeit des Antriebsstrangs verändert und angepasst werden. Abb. 7e und Abb. 7f zeigen die zusammengesetzte Prototypvorrichtung. Durch den gewählten Aufbau kann eine hohe Zugänglichkeit am Werkstück gewährleistet werden.

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 Möhring H-C., Lerez C., Wiederkehr P.

Abb. 7: Prototyp des intelligenten Spannfutters mit integrierter Sensorik und Aktorik.

Abb. 8: Experimentelle Modalanalyse an der prototypischen Vorrichtung.



Aktive Schwingungskompensation bei der Bearbeitung dünnwandiger Bauteile 

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Die realisierte Vorrichtung wurde zunächst grundlegenden Versuchen unterzogen, um charakteristische Merkmale zu identifizieren (Abb. 8). So wurde u.a. in experimentellen Modalanalysen das Übertragungsverhalten der Vorrichtung inkl. des gespannten Werkstücks untersucht. Mit Hilfe eines Referenz-Beschleunigungsaufnehmers, der an der Unterseite der sensorischen CFK-Struktur angebracht wurde (Abb. 8a), konnte insb. die Bandbreite, Sensitivität und Signalqualität der systemintegrierten Sensorik evaluiert werden. Abb. 9 zeigt den gemessenen Frequenzgang eines integrierten Piezo-Flächenwandlers (PZT1) im Vergleich zu den mittels Referenzsensor ermittelten Frequenzgängen in den unterschiedlichen Messrichtungen. Es ist festzustellen, dass im Bereich der ersten Resonanzstelle eine gute Übereinstimmung der Übertragungscharakteristik vorliegt.

Abb. 9: Vergleich des gemessenen Frequenzgangs eines integrierten Piezo-Flächenwandlers mit Referenzmessdaten.

Für erste Fräsversuche wurde statt eines Impellers ein Versuchswerkstückträger auf die Prototypvorrichtung gespannt (Abb. 10). Bei der Gestaltung des Werkstückträgers wurde darauf geachtet, dass ein ähnliches Rotationsträgheitsmoment wie beim Impeller vorliegt. In Abb. 10b ist die Oberfläche eines gefrästen Testwerkstücks ohne Einleitung von Gegenschwingungen dargestellt. Es sind deutliche Oberflächenfehler am Bauteil sichtbar. Demgegenüber ist in Abb. 10c die Oberfläche eines Testwerkstückes zu sehen, bei dessen Fräsbearbeitung eine konstante Gegenanregung mit 350 Hz umgesetzt wurde. Die Rattermarken sind deutlich reduziert und es liegt eine glattere Oberfläche vor. Allerdings ist festzustellen, dass noch immer an einigen Stellen der Bauteiloberfläche Oberflächenfehler vorliegen. Daher befassen sich aktuelle Arbeiten mit der Umsetzung variabler und adaptiver Gegenanregungsstrategien, bei denen die Schwingungsparameterwerte, insb. die Anregungsfrequenz, an die aktuelle Prozesssituation angepasst wird.

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 Möhring H-C., Lerez C., Wiederkehr P.

Abb. 10: Erprobung der prototypischen Vorrichtung in ersten Fräsversuchen; a) Messaufbau, b) Bauteiloberfläche nach einer Fräsbearbeitung ohne Gegenanregung, c) Bauteiloberfläche nach einer Fräsbearbeitung mit Gegenanregung.

5 Zusammenfassung und Ausblick In diesem Beitrag wird das Konzept einer intelligenten Spannvorrichtung für die Fräsbearbeitung dünnwandiger Impeller und Blisks vorgestellt. Mit Hilfe integrierter sensorischer Elemente können Systemschwingungen während des Prozessablaufes erfasst und überwacht werden. Durch eine integrierte Aktorik ist ferner die Einleitung von Gegenschwingungen möglich, mit denen der regenerative Rattereffekt gestört wird. Der Effekt der Gegenanregung auf die Oberflächenqualität gefräster Testwerkstücke konnte anhand eines vereinfachten Versuchsaufbaus ­nachgewiesen werden. Aufbauend auf den dabei gewonnenen Erkenntnissen wurde eine prototypische Spannvorrichtung realisiert, welche die Fräsbearbeitung von BeispielImpellern ermöglicht. Die in die Prototypvorrichtung integrierte Sensorik wird in diesem Beitrag vorgestellt. Ergebnisse einer experimentellen Modalanalyse zeigen die Sensitivität und Bandbreite dieser Sensorik auf. Schließlich präsentiert dieser Beitrag erste Ergebnisse von Fräsversuchen, die mit der prototypischen Vorrichtung durchgeführt wurden. Die Resultate zeigen, dass ein positiver Einfluss auf die Oberflächenwelligkeit gefräster Werkstücke erreicht werden kann. In zukünftigen Arbeiten wird die realisierte Vorrichtung intensiven Analysen und Prozessversuchen unterzogen, um die Fähigkeiten und Grenzen des Funktionsverhaltens zu ermitteln. Darüber



Aktive Schwingungskompensation bei der Bearbeitung dünnwandiger Bauteile 

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hinaus werden variable und adaptive Regelungsstrategien erforscht, mit denen durch eine gezielte situationsangepasste Einleitung von Gegenschwingungen eine weiter verbesserte Oberflächenqualität erreicht werden kann. Danksagung: Die Autoren möchten sich an dieser Stelle für die Förderung des Projektes INTEFIX („Intelligent Fixtures for the manufacturing of low rigidity components“, Grant agreement no: 609306, www.intefix.eu) durch die Europäische Union bedanken, in dessen Rahmen die hier vorgestellten Arbeiten durchgeführt wurden.

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Lapiccirella G., Rohlfing J., Jungblut T.

Power consumption and performance limit estimation of Smart Actuators for Active Vibration Control Abstract: Active vibration control concepts have been demonstrated to be a promising approach for controlling vibrations in various automotive-, naval-, aerospace-, and industrial applications. However, in many cases, the implementation of these concepts in commercial products is challenging due to practical, physical and economic constraints on the allowable computational load, the total power consumption of the system and the linear operation limits of compact control actuators. Therefore, recent research increasingly focuses on the development of computationally efficient control algorithms and the evaluation of the power consumption of the control system from an early design stage. In this paper, we highlight the importance of modelling the control system including the electrical power amplification stages for both electrodynamic voice coil and piezoelectric actuators. In particular, the results of numerical studies on the apparent effective and reactive power consumption of an inertial mass actuator with voice coil engine for feedback, and feedforward control approaches are investigated. In the simulations, the control actuator is used to control a single degree of freedom system with variable natural frequency. The model closely resembles a laboratory test rig, which is used to validate the simulations experimentally. The results show that different control approaches yield different ‘optimal’ control performances and power consumptions. Work in this area is ongoing, and at this stage it is too early to draw final conclusions; however the work clearly highlights that a holistic model of control systems is necessary to properly evaluate both the control performance and the power consumption. Keywords: Power consumption, Active vibration control, Smart actuators

1 Introduction Active vibration control (AVC) has become increasingly popular and is implemented in a rising number of commercial products. However, the achievable vibration reduction is frequently limited by additional constraints such as restricting properties of low-cost actuators with bounded linear operation range. Particularly, in automotive and aerospace engineering also the power required by the AVC system is of prime importance. Hence, in these applications the power taken from the on-board supply system has often to be rated in an early phase of the design process. Both the control performance and the power consumption strongly depend on the involved DOI 10.1515/9783110469240-006



Power consumption and performance limit estimation of Smart Actuators 

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electro-mechanical transducers, power amplifiers, mechanical structures and control strategies. For instance, in a first approximation piezoelectric transducers basically act as capacitive electrical loads. Thus, a great amount of reactive power is exchanged between the amplifier and the transducer. A smaller amount of apparent power mainly results from a rate-independent dissipation between the applied voltage and the resulting charge. This hysteresis is the primary reason for actuator non-linearity. As a result of the capacitive behavior, the required current increases with frequency, such that the amplifiers maximum output current usually limits the performance towards higher frequencies. In practice, due to the direct piezoelectric effect the transducers effective capacity is influenced by the properties of the mechanical structures, to which they are attached. In contrast, electrodynamic voice coil transducers, which are often applied in order to drive inertial mass actuators (IMA), mainly exhibit resistive behavior at low frequencies, while inductive properties dominate above the electrical sub-system’s cut-off frequency. This suggests that also for voice coil transducers the distribution of apparent and reactive power depends on the frequency. Here, non-linearity is often caused by stroke dependent parameters. Due to the increasing dominance of the inductance, the required driving voltage increases with frequency. Hence, the operating range of voice-coil actuators at higher frequencies is limited by the power amplifiers maximum output voltage. Due to the back electromotive force (back EMF) the effective electrical impedance depends on the electrodynamic and mechanical characteristics of the IMAs and the properties of the mechanical structures, to which they are attached. The power flow between amplifier and transducer is also strongly affected by the power amplifier concept (e.g. analog or switching amplifiers). This particular applies to piezoelectric actuator systems where usually a great amount of reactive power is involved. Fig. 1 illustrates the power flow in AVC systems more generally. As a function of the control signal generated by the signal processing subsystem, the apparent power PS,AMP is taken from a primary energy source, e.g. an on-board supply network, in order to supply the actuator system. The actuator system again is composed of at least a power amplifier and an electromechanical transducer. In each of these subsystems a certain amount of energy PD is dissipated. Additionally, reactive power may oscillate between two adjoining subsystems. In case of a model-based design procedure [1] the power flow between the actuator system and the structure can usually be determined numerically. If a proper model of the amplifier exists, also the power flow between the amplifier and the transducer can be investigated. However, very detailed models of the power electronics have to be incorporated into the system simulation in order to estimate the power to be provided by the primary energy source. Hence, it is challenging to determine the overall power consumption in an early design stage. This is one of the main motivations for applying (electrical or mechanical) power level Hardware-in-the-Loop-Simulations in the design process [2]. As described in the

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 Lapiccirella G., Rohlfing J., Jungblut T.

contribution from Millitzer et al. [3] to these proceedings, this approach allows investigating the power consumption of an already existing power amplifier under realistic operating conditions at a stage, when the control system and the attached mechanical structure are not yet physically available.

primary energy source

power amplifier

signal processing

PD, AMP

PD, TRA

electromechanical transducer

mechanical structure

sensor

ACTUATOR SYSTEM low power signal PD, AMP

PS, AMP

PD, TRA

PS, TRA

primary energy source power amplifer QS, AMP

mechanical structure (STR)

electromechanical transducer

(AMP)

(TRA) QS, TRA

PD, TRA

PS, TRA

QS, STR

Fig. 1: General power flow in AVC System.

The power flow in AVC systems has been theoretically investigated in several previous studies. Liang et al. [4] proposed a coupled electro-mechanical analysis for piezoelectric actuators integrated in mechanical structures. For this purpose they distinguish between the power required to drive the system and the power dissipated in the piezo due to electrical losses. Zhou et al. [5] have also presented a method for the prediction of the power flow in structures with integrated piezoelectric actuators. Their analysis highlights the necessity to differentiate between a system power factor and an actuator power factor. Paschedag et al. [6, 7] have investigated six different actuator arrangements for vibration suppression on a car chassis in order to define the most energy efficient positioning. For this purpose, they define a frequency dependent formulation of the apparent power consumption normalized over the squared disturbance force. Wang et al. [8] compared the energy consumption of four control laws and their hybrid modifications for a flexible cantilever beam with an attached patch actuator. The experimental results show that 67% of the required power can be saved by a modification of the control law. This paper presents a study on both, power consumption and linear constraints, of an IMA driven using four different control strategies. For this purpose, the IMA is applied to a single degree of freedom structure featuring a variable stiffness. The control system performance, apparent power consumption as well as the stroke of the inertial mass is investigated simultaneously for various frequency ratios between the natural frequencies of the primary structure and the IMA. The remainder of this



Power consumption and performance limit estimation of Smart Actuators 

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paper is structured as follows: in section 2, the laboratory test-rig used in the experiments and the simulation models are described. The four control strategies considered are introduced briefly. In section 3, the relationship between vibration reductions, apparent and reactive power flow and actuator stroke is discussed based on simulations. In section 4, the corresponding experimental results are presented and discussed.

2 Experimental setup and lumped parameter model The system considered is composed of a single degree of freedom primary structure with a variable stiffness and an attached electrodynamic IMA, which is used as transducer for the AVC system. The stiffness of the primary structure can be varied by moving the clamping position of a cantilever beam that connects the movable mass to the external casing. The primary structure has a moving mass of 1.14 kg. In the experiment the natural frequency can be varied between 30 Hz and 110 Hz. The resulting damping ratio increases with increasing natural frequency and varies between 2% and 5%. However, for the simulations the damping is kept constant at 2.5 %. The IMA is constructed from a linear electrodynamic voice coil engine, where the magnet is suspended of two membrane springs and acts as the inertial mass. The experimentally determined mechanical and electrical properties are listed in Tab. 1.

Tab. 1: Mechanical characteristics of the IMA. Electro - Mechanical characteristics

Values

Moving mass Natural frequency Damping Stiffness Inductance Resistance Electro – mechanical coupling factor

0.6 [kg] 22 [Hz] 15 [N⋅s/m] 10407 [N/m] 6 [mH] 3.5 [Ω] 15 [N/A]

In the laboratory test rig shown in Fig. 2, the primary structure with control actuator is mounted on a primary shaker. The primary shaker is used to excite the system from the base. Although the moving mass of the laboratory shaker and its suspension add an additional degree of freedom to the laboratory test rig, which is neglected in the lumped parameter model used in the simulations. Preliminary experimental investigations have shown that this simplification does not significantly affect the ­simulations and experimental results.

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Fig. 2: Laboratory test rig and corresponding lumped parameter model.

2.1 Electro mechanical equations For simulations, a mathematical model of the test rig is derived based on the lumped parameter model in Fig. 2. Assuming the system is linear, the equations describing the system dynamics are given by:

Zm1x˙ 1 + Zs1(x˙ 1 − x˙ p ) − Zs2(x˙ 2  −  x˙ 1)  − FA = 0, (1) Zm2x˙ 2 + Zs2(x˙ 2  −  x˙ 1) + FA = 0, (2) where Zm = iωm and Zs = k /(iω) + c denote the impedances of the masses and suspensions, and where x˙ 2, x˙ 1 and x˙ p denote the velocities of the actuator proof mass m 2 and the mass of the primary structure m1 and the velocity at the base of the primary structure, respectively. The force generated by the voice coil engine of the control actuator is denoted as FA and is given by:

φ2 U (3) FA = φ ⋅ I = φ ⋅  + ⋅ (x˙ 2 − x˙ 1), Zel Zel where Zel = iωL + R is the electrical impedance of the voice coil when the coil is not moving in a magnetic field (blocked electrical impedance), φ is the electro-mechanical coupling factor of the voice coil engine, and I and U denote current and voltage. The effective electrical impedance can give important information about the power flow between the control actuator and the power amplifier. The effective electrical impedance of the IMA depends on its own mechanical characteristics and the mechanical coupling to the primary structure and is given by:

Uapplied φ (4) Zeff = = Zel + ⋅ (x˙ 2 − x˙ 1). I I



Power consumption and performance limit estimation of Smart Actuators 

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The second term of the equation is representing the dynamic part of the electrical impedance due to the back EMF and depends on the relative velocity between the two moving masses. As shown by Winberg et al. [9] and Militzer et al. [3], in the case that the external disturbance force is neglected, the mechanical impedance of the two degree of freedom system can be expressed as Zmech = (φ ⋅ I )/(x˙ 2 − x˙ 1). Militzer et al. also show that around the mechanical resonances frequencies of the coupled system, the effective electrical impedance of the IMA is highly affected by the mechanical coupling due to high back EMF caused by the high relative velocity.

2.2 Control strategies As discussed in the introduction, the control performance and power consumption of an AVC system can depend on the applied control strategy. In this paper four control strategies are considered: a) velocity feedback control (VFB), b) compensated velocity feedback control (CVFB), c) feedforward control (FFC) and d) internal model control (IMC). Schematic representations of the control strategies are shown in Fig. 3.

Fig. 3: Control strategies considered - a) Feedback b) Compensated Feedback c) Feedforward d) Internal model control.

VFB [10] is a linear time invariant control approach that adds active damping to the primary structure under control. However, due to the 180° phase shift in the IMA blocked force response around its natural frequency, the feedback loop is only conditionally stable, which results in control spillover effects, which increases with rising feedback gain and compromise the control performance. The performance of the VFB can be improved using a feedback compensator [11], resulting in CVFB. FFC [12] is usually implemented using adaptive filters. The adaptation algorithm used in this study is a normalised-leaky-Filtered-reference LMS algorithm. This calculates the coefficients for a finite impulse response (FIR) filter with a frequency response function H. The optimal set of adaptation parameters have been determined in preliminary simulations studies considering the convergence of the algorithm and the achievable control reductions.

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IMC [13] can be viewed as an adaptive implementation of a feedback controller. The basic idea of this approach is to reconstruct the primary disturbance signal by subtracting the contributions from the control actuator using an additional model of the secondary path. This reconstructed signal is the input to the adaptive FIR control filter. The adaptation algorithm used for the control filter is a recursive least squares (RLS) algorithm, since it provides better performance for this purpose than the LMS. The size of the autocorrelation matrix used in the RLS for every frequency ratio considered is chosen as optimal trade-off between adaptation speed, performance and computational load.

3 Simulations The performance of practical control systems can be limited by mechanical and electrical linear operation limits such as the maximum allowable stroke of the IMA, the maximum current that can be provided by the power amplifier or the allowable power consumption of the overall system. For this reason, a concurrent analysis of the control performance, the power flow between amplifier and IMA and the maximum stroke of the IMA is conducted. In the simulations the system is considered to be linear without any constraints. For brevity, the presentation and discussion of the results for the maximum stroke of the IMA are omitted. The power flow and the stroke of the IMA have been evaluated for four different ratios of the natural frequencies of the IMA and the primary structure. For the VFB and CVFB the feedback gains are gradually increased from zero up to the value that provides optimal overall control performance in terms of minimizing the overall kinetic energy of the mass m1. For the FFC the optimal parameters for the step size and leakage factor have been determined in preliminary studies. From this setting the leakage factor is gradually increased till the control output becomes zero. The power flow and the stroke of the IMA are evaluated once the algorithm is converged. For IMC, once the RLS algorithm has reached the convergence, the values of the coefficients evaluated are fixed and the adaptation is deactivated. The control signal output gain is then gradually reduced from one to zero. The simulations are conducted in the time domain using Matlab-Simulink. For all simulations the same white noise primary excitation signal is used. The performance of the control system is calculated as the ratio between the kinetic energy of the mass m1 of the primary system with control and the kinetic energy of the same mass without the IMA attached. The evaluation of the power flow components are conducted on the calculated time domain signals. In the case of stochastic disturbances, the components of the power flow into the IMA can be evaluated using the following time domain formulations.



Power consumption and performance limit estimation of Smart Actuators 

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(5) S = Vrms ⋅ Irms, (6) P =   I (t ) ⋅ V (t ), (7) S 2 = P 2 + Q2F , where S denotes the apparent power, P the active power and QF the reactive power. The subscript rms denotes the root mean square values. Fig. 4 shows the control reductions over the apparent power for a frequency ratio of two and four. The apparent power has been chosen as reference since it is the most conservative power estimate.

IMC FFC CVFB VFB

-6 -8 -10 -12 -14 -16 -4 10

(a)

10 -2 10 0 Apparent power [V A]

10 2

-4 Reductions [dB]

Reductions [dB]

-4

IMC FFC CVFB VFB

-6 -8 -10 -12 -14 -16 -4 10

(b)

10 -2 10 0 Apparent power [V A]

10 2

Fig. 4: Calculated control reductions over apparent power for – a) a frequency ratio of 2 and b) a ­frequency ratio of 4.

It should be noted, that depending on the frequency ratio considerable reductions are already obtained by simply adding the IMA to the primary structure without applying active control. All control strategies aside from FFC show similar characteristics. With increasing power consumption the control performance increases gradually. In contrast, the FFC exhibits an inverse S-shaped characteristic with initially little increase in the control performance for low values of apparent power, and then the control performance improves rapidly for further increase of the apparent power, but then flattens out, not giving any significant increase in the control performance for further increases in the apparent power. Out of VFB, CVFB and IMC, the highest control performance is achieved with CVFB. However, in its operation range, the IMC achieves a slightly higher control performance for a given power consumption. For a frequency ratio of two, CVFB and FFC achieve similar levels of optimal control performance. However, FFC reaches the optimal performance with lower power consumption than the CVFB. For a frequency ratio of four the CVFB allows reaching a higher optimal control performance than the FFC. However, excessive power would be required. Tab. 2 summarizes the control performances, the resulting apparent power and the percentage of the reactive power under optimal control conditions for the four control strategies and four frequency ratios between one and eight. The percentage of reactive

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power is a measure of how much of the power provided oscillates between the actuator and the power amplifier without producing effective work. This information may be used when designing a power amplifier under power regeneration and energy efficiency considerations. The results highlight that for increasing frequency ratios, the control performance increases, as does the power consumption. For high frequency ratios, the CVFB allows higher reductions compared to the other controls. However, the power demand is more than one order of magnitude higher than for all the other control strategies, while the additional reductions are only in the order of 0 to 6 dB. Tab. 2: Calculated control reductions and Power consumption at optimal control conditions. Frequency Reductions [dB] ratio

Apparent power [V A]

Reactive power [%]

VFB CVFB FFC IMC VFB CVFB FFC IMC VFB CVFB FFC – 5.76 8 8.95 – 4.49 0.025 0.14 – 22.68 96.13 9.8 11.42 11.25 10.35 1.54 33.2 3.4 1.68 27.37 19.78 29.39 12.4 15.07 13.67 12.45 76.3 804 89.2 38.26 37.37 27.67 42.2 12 18.22 16.16 10.56 3130 1.7x 104 1277 322.5 71.26 66 80.21

1 2 4 8

IMC 72.91 36.33 56.9 93

30

30

20

20

Amplitude [dB]

Amplitude [dB]

Fig. 5 exemplarily shows the transmissibility of the primary system for CVFB and FFC for a frequency ratio of two. Results are shown for the cases without control (closed circuit IMA attached to the primary structure), for the cases where the power consumption is limited to 1 V A and compared to the transmissibilities of the primary structure alone.

10 0 -10 -20 -30 -40

(a)

Primary structure alone Primary structure with IMA without control 2DOF with power limited at 1 V A RMS

101

Frequency [Hz]

10 0 -10 -20 -30

10 2

-40

(b)

Primary structure alone Primary structure with IMA without control 2DOF with power limited at 1 V A RMS

101

Frequency [Hz]

102

Fig. 5: Calculated transmissibility for the system with a frequency ratio of two with – a) CVFB and b) FFC.

4 Experimental results The experimental studies have been conducted on the laboratory test rig described in section 2.1. As in the simulations, the four control strategies have been applied, in order to study the limits in the control performance and the practical constraints. Two system



Power consumption and performance limit estimation of Smart Actuators 

 65

configurations with a frequency ratio of two and four have been investigated. For all the measurements, approximately the same level of base excitation is applied in order to obtain comparable results. Low pass filtered white noise with a cut off frequency of 500 Hz has been used as input to the primary shaker. However, the auto power spectrum of the base excitation is not flat in the entire frequency range of interest. In fact, the power spectrum of the base velocity has a dip around the resonance frequency of the primary structure, which also affects the estimation of the power flow in the control system. All control laws have been implemented on a dSPACE system. In order to emulate an analog filtering and keeping the additional phase delays of the control system as small as possible, the control system was operated at a sampling frequency of 16 kHz in case of VFB and CVFB. The FFC and IMC were executed with a sampling frequency of 2 kHz. The procedure of adjusting the control performance is the same as that discussed for the simulation studies. However, in the experimental studies the control actuator was driven up to the point where the IMA reached its stroke limit. Fig. 6 shows the control reductions over the apparent power for all four control strategies considered. The lines plotted with a higher thickness mark the results up to the point where highest reductions are reached. The faint lines mark the results beyond the optimum, where the reductions start to decrease despite a continued increase in the apparent power. Below the optimal control point, with increasing power consumption the control performance increases gradually for all control strategies, which is in general agreement with the simulations. However, for a frequency ratio of two, the control performances are limited due to nonlinear effects, which are not considered in the simulations. For both frequency ratios within the linear limits of the IMA the CVFB can reach the highest control performance. However, for a frequency ratio of four VFB gives the highest control performance for a given power consumption. Other control strategies reach similar control performance levels but for significantly higher values of apparent power. In the case of CVFB this may be explained by the significant increase in the feedback control signal around low frequencies, which is introduced by the feedback compensation filter. As in the simulations, higher control reductions are achieved for higher frequency ratios between the primary structure and the IMA. -2

VFB VFBC FFC IMC

-4 -6

Reductions [dB]

Reductions[dB]

-2

-8 -10 -12 -14 10-4

(a)

10

-3

10

-2

Apparent power [V A]

10

-1

10

0

VFB VFBC FFC IMC

-4 -6 -8 -10 -12 -14 10-4

(b)

10-3

10-2

10-1

Apparent power [V A]

Fig. 6: Measured control reductions over apparent power for – a) a frequency ratio of 2 and b) a frequency ratio of 4.

100

66 

 Lapiccirella G., Rohlfing J., Jungblut T.

Tab. 3 summarizes the control performances, the resulting apparent power and the percentage of the reactive power under ‘optimal’ control conditions for the four control strategies and frequency ratios of two and four. The results show that the CVFB gives the highest control reductions compared to the others control strategies, but also consumes the highest amount of power for both frequency ratios configurations considered. The lower percentages of reactive power generally indicate that the CVFB uses the provided power in a more efficient way. However, it should be taken into consideration that the possibility of thermal and other losses has not yet been taken into account. In contrast to the simulations, for the higher frequency ratios, the percentage of reactive power does not increase in all cases. Tab. 3: Measured control reductions and Power consumption at optimal control conditions. Frequency Reductions [dB] ratio

Apparent power [V A]

Reactive power [%]

VFB CVFB FFC IMC VFB CVFB FFC IMC VFB 11.14 13.5 11.94 10.75 0.0021 0.0552 0.049 0.011 35 10.31 10.62 10.06 8.51 0.039 0.147 0.4 0.09 42

2 4

CVFB FFC IMC 35 42.24 45.26 33.8 37.7 39.31

30

30

20

20

10 0 -10 -20 -30 -40

(a)

Primary structure alone Primary structure with IMA without control Primary structure and IMA with Optimal CVFB

101

102 Frequency [Hz]

Amplitude [dB]

Amplitude [dB]

Fig. 7 exemplarily shows the transmissibility of the primary structure with attached IMA without control and with ‘optimal’ CVFB and FFC, compared to the transmissibility of the primary structure alone. The results are in good general agreement with the simulations of the transmissibilities, shown in Fig. 5. This indicates that the electromechanical model is accurate within the linear limits of the laboratory test rig. For more accurate simulations a more detailed model also considering non-linear effects would be required.

10 0 -10 -20 -30 -40

(b)

Primary structure alone Primary structure with IMA without control Primary structure and IMA with Optimal CVFB

101

102 Frequency [Hz]

Fig. 7: Measured transmissibility of system with frequency ratio of two with – a) CVFB and b) FFC.

5 Conclusions This paper addresses the estimation of the power consumption and performance limits for active vibration control systems. As discussed in the introduction, it is



Power consumption and performance limit estimation of Smart Actuators 

 67

important to consider both the active and reactive part of the power flow between the amplifier stage and the control transducers. Due to the capacitive characteristics of piezoelectric transducers, the inductive characteristics of electrodynamic transducers and due to mechanical coupling between the transducers and the host structures, a considerable amount of reactive electrical power can flow back into power amplifiers. For energy efficient operation the power amplifiers need to be able to recuperate the reactive part of the power flow. In this paper the relation between the control performance, the power consumption and the limits of the control actuator are investigated for the example of a control system with an electrodynamic IMA applied to single degree of freedom system with variable stiffness. It has been shown, that different control strategies and the specific mechanical response of the primary structure under control can influence the achievable control performance, the power consumption and the proportional part of reactive power. Configurations with different frequency ratios between the natural frequency of the primary structure and the IMA have been considered. Simulations and experimental studies have shown that with the four control strategies considered (VFB, CVFP, FFC, IMC) different control performances are achieved for the same amount of power consumption. For increasing frequency ratios between the primary structure and the IMA, increasingly higher control performances are reached, at the cost of increasing power consumption. In addition, for higher frequency ratios the proportion of reactive power increases. Experimental studies have been conducted for a system with frequency ratios of two and four. In the experiments it was found that for the laboratory test rig used, the control performance of the control system was not constrained by the power consumption but by the maximum stroke of the IMA-mass. For the configuration with a frequency ratio of two, the performance of all four control strategies considered are affected and limited by nonlinear effects well before stroke limit of the IMA-mass is reached. In contrast to the simulations, in the experiment the estimated proportion of reactive power for the configuration with a frequency ratio of four is lower than for that with a frequency ratio of two. The results presented here are part of an ongoing study and at this stage it is too early to draw final conclusions. However the results highlight that also for control systems with electrodynamic actuators it is important to consider a holistic model of the control system to accurately evaluate the control performance and power consumption of AVC systems in an early design phase. Acknowledgements: The authors gratefully acknowledge the European Commission for its support of the Marie Sklodowska-Curie program through the ITN ANTARES project (GA 606817).

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 Lapiccirella G., Rohlfing J., Jungblut T.

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Bucht A., Pagel K., Ullrich M., Kunze H.

Piezo-based feed drives for advanced manufacturing processes Abstract: Due to their very high applicable forces and their stiffness piezoceramics are feasible to serve as integrated actuators in machines. The application of piezobased components in production engineering was subject of plenty of investigations in the past. That focuses primarily on systems for condition monitoring or vibration reduction. However there are also few approaches that aim to use piezo actuators for improved machining. In this paper we present an overview of these systems, their parameters and the technological background. Selected systems will be presented in detail by showing measurement data. These will be for instance an adaptronic honing system, an active spindle mounting for micro contouring and a piezo-based machine table for small workpieces. Summarized the existing systems will be compared considering their advantages and eventual hindrances. Beyond that the outlook will show problems, which need to be solved in the future to enable piezo assisted machining systems a more comprehensive application in manufacturing. Keywords: piezo actuators, adaptronics, integrated actuators, advanced machining, non circular boring, micro contouring, micro structuring, Fast Tool Servo

1 Introduction Since the demand from customers and politics for resource and energy efficient processes has grown, the relevance of High Performance Cutting (HPC) processes has been reinforced too. The application of new materials and the increasing material diversity additionally push the development of HPC technologies. An approach to enhance the ability of cutting processes which is focused at Fraunhofer IWU is the integration of adaptronic systems. Such systems are characterized by the affiliation of sensors, actuators and structure which allows manipulating and even controlling the process. Adaptronic systems are able to actively respond on externally factors, influencing the system or process as for instance, magnetic field, temperature or pressure. Such sensors and actuators are based on active materials, for example piezo-actuators or shape-memory-alloys. In combination with division control and feedback control technology they are able to develop the cutting technologies towards more flexibility and extended application scenarios. Besides, quality and costs also the cutting processes can be improved.

DOI 10.1515/9783110469240-007

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 Bucht A. et al.

2 Definition and general properties of adaptronic systems The origin of adaptronic systems or often also called smart structures dates back to the early 1980s. It specifies the enhancement of mechatronic systems using smart materials for realizing multiple functions [1]. Smart materials are active materials that possess to change their material properties depending on an applied field value such as temperature, electric or magnetic field. In technical systems these characteristics can be applied using a certain material reaction by modifying these field parameters. Mechatronic systems as shown in Fig. 1 (left) usually consist of discrete elements for structure, sensor, actuator and control function. In adaptronic systems these essential elements are rather affiliated since the applied smart materials are not just an integral part of the system, they are a part of the structure itself combining sensing, actuation and mechanical functions (Fig. 1 right).

Fig. 1: Characteristics of mechatronic (left) and adaptronic (right) systems.

Appropriate smart materials include piezo ceramics, shape memory alloys and electro- or magnetorheological fluids and polymers [2]. Piezo ceramics have been extensively used as actuators in several applications. One of the best known examples is their utilization as injection valves in diesel engines of cars. The first application of piezoelectric actuators in production engineering was Ultra Sonic Machining (USM) and dates back to 1950. USM is an economically viable operation by which a hole or a cavity can be pierced in hard and brittle materials, whether electric conductive or not, using an axially oscillating tool combined with an abrasive slurry for material removal. The tool oscillates with small amplitude of 10–15 μm at high frequencies of 18–40 kHz justifying the term “ultrasonic” [3, 4]. Shape memory alloys are materials which are able to change their geometric properties (shape), when a thermal or magnetic field is applied. The main advantage of shape memory alloys is their high energy density which enables them to serve as lightweight actuators [5]. Rheological fluids are known as magnetorheological (MRF) or electrorheological fluids (ERF). They



Piezo-based feed drives for advanced manufacturing processes 

 71

are basically a suspension of silicon oil and iron (MRF) or polymer particles (ERF). These fluids are able to increase their viscosity when a certain field (MRF-magnetic, ERF-electric) is applied. By varying the field intensity the yield stress of the fluid can be controlled very accurately, consequently the force the material can impose can be controlled too [6]. In the beginning research in adaptronics was almost exclusively driven by the aerospace industry to design lightweight components for space crafts or military use. Piezoelectric actuators have been established for vibration reduction in Aerospace structures, telescopes and space crafts [7]. Shape memory alloys have been used as lightweight actuator for single actuation, so-called frangiebolts [8] on numerous space missions.

3 Adaptronic systems for improved machining processes The integration of adaptronic systems in production engineering is aimed at reducing [9] or generating vibrations in order to improve the quality of the production process and its general performance. In recent years there has been extensive research in the field of vibration reduction in machine tools using adaptronic systems. That covers the application of rheologicals fluids or shape memory alloys as well as piezoelectric systems for damping vibrations. Beyond that there are several investigations considering directed vibrations for improved machining processes [10].

3.1 Vibration Assisted Machining (VAM) Vibration assisted machining (VAM) combines precision machining with smallamplitude tool vibration to improve the fabrication process. It offers several advantages over conventional precision machining as for instance reduced tool forces, extended tool life, reduced surface roughness, improved form accuracy and greater depth of cut. It has been applied to a number of processes from turning to drilling to grinding. Resonant 1D systems are the most common type of VAM but there are further a few examples of non-resonant 1D VAM systems or even 2D systems. Usually an ultrasonic generator uses a piezoelectric actuator to create reciprocating harmonic motion of high frequency from 1 kHz up to 40 kHz but very low amplitude of a few 10 µm. The motion of the tool is controlled in a way that the amplitude and the frequency and therefore the energy are known. The phase deviation is not controlled. VAM has been applied to difficult applications such as diamond turning of ferrous and brittle materials, creating microstructures with complex geometries for products like molds and optical elements, or economically producing precision macro-scale

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 Bucht A. et al.

components in hard alloys such as Inconel or titanium [11]. Since VAM is very well investigated it will not be focused in this paper.

3.2 Fast Tool Servos (FTS) The basic principle of FTS systems is to connect conventional drives (large stroke) and fine piezo-based (high resolution) drive stages, in series. FTS are suitable to achieve an improved tool positioning accuracy, a reduced tool vibration or even to create asymmetric surfaces [12]. The most common FTS Systems are 1D but there are further a number of 2D systems which appear in the literature as dual stage feed drives (DSFDs) [13]. Beyond that there are a few systems with more than two degrees of freedom [14]. FTS systems usually realize amplitudes from a few 10 up to more than 100 µm. The bandwidth of these systems commonly does not exceed 1000 Hz. Especially in multi-dimensional systems the bandwidth is rather low since it is restricted by the cross talk between the actuators [14]. To achieve a high accuracy it is necessary to control the position of the tool. Consequently it is necessary do determine the phase deviation at any time very accurately to predict the position of the cutting edge. Due to the required bandwidth, certain mechanical eigenfrequencies have to be considered in control design which makes it relatively ambitious [10]. FTS systems have been applied for different processes from diamond turning of brittle materials to achieve a high surface quality, online chatter suppression and the creation of asymmetric surfaces in cylinder bores [10].

3.3 Location of the actuation As described above the objective of FTS systems is to generate a controlled deviation of the Tool Center Point relating to the surface of the workpiece. Hence it is necessary to generate a controlled movement between the Tool Center Point and the workpiece. This can be achieved by integrating a FTS system which can be placed on different locations in the machine. Fig. 2 shows three potential possibilities (orange) whichever have certain advantages and disadvantages. Using an adaptronic tool for example possesses an extraordinary process-close actuation. The required actuators and sensors are directly integrated in the cutting tool. That enables to realize a rather high stiffness between actuators and cutting edge which is the key enabler for precision. Due to the low mass of the tool’s cutting edge the inertia is very small which ensures a high actuation frequency. On the other hand the possible cross section is limited and therefore a high level of miniaturization is needed. The process flexibility is limited to certain cutting tasks thus every process requires a specific active tool. Another technical challenge is the capsulation of the active components against the environmental influences as for instance the cutting



Piezo-based feed drives for advanced manufacturing processes 

 73

fluid. Another rather ambitious task is to provide the systems energy and control signals. Especially in machining centers where tools are changed frequently new solutions for wireless energy and data transfer have to be developed and investigated.

Fig. 2: Possible locations for the integration of adaptronic Fast Tool Servos.

A further possibility of positioning the TCP is to integrate the adaptronic component into the carriage of the milling spindle. The available cross section is much larger, the housing of actuator and sensor elements is rather easy and a signal- or energy transmission to the rotating tool is actually not needed. However in such systems it is necessary to move the entire spindle or at least parts of it to create a deviation of the TCP. Due to the high inertia more powerful actuators are essential to achieve high actuation frequencies. Beyond that it has to be ensured that the high forces do not excite the machine structure to uncontrolled vibrations. Due to the required high performance actuators and the redesign of fundamental parts of the machine structure the costs of the entire active system are rather high. However there is a remarkable benefit, the systems flexibility. Conventional standard tools can be changed like in a common spindle enabling it to be applied in different piezo assisted or conventional processes. Yet another possibility for the location of actuation is the integration of adaptronic components in the machine table. In contrast to the above described approaches here the work piece instead of the TCP is moved. Consequently the inertia primarily depends on the mass of the work piece. Hence this approach is limited to small

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 Bucht A. et al.

work pieces and it has to be considered that the bandwidth of the system also varies with changing work piece mass. To achieve the desired high actuation frequencies the system also necessitates high performance actuators but smaller than in active spindle mountings. On the other hand the integration of such components is rather easy since they can easily be mounted and dismounted on standard machine tables. The energy and signal transmission can be conventionally realized by cable. Accordingly the investment costs are much smaller compared to the spindle located system. However this is achieved at the expense of the flexibility. Each work piece requires specified clamping devices without noticeable changing the mass of the moved system. The decision for one of the described approaches is always a trade-off between technical demands and limitations as well as economic demands of the aimed application and quantity of the work pieces to be manufactured. Thus, an overall recommendation is not possible since the focused machining tasks rather have to be considered as well. The following chapter shows an example for each of the previously described approaches which enables to outline the specific benefits and challenges much more in detail.

4 Examples of FTS-Systems 4.1 Tool-Integrated Systems – Active Honing Tool In spite of the actual trend in electric mobility, the internal combustion engine will still stay the most applied automotive drive in the forthcoming years. Hence the car manufacturing industry spends huge efforts to boost the efficiency of these conventional drives.

Fig. 3: Approach of adaptronic form honing.

As a central part of a combustion engine the cylinder crankcase is of great significance in engine technology regarding efficiency and performance. 75 % to 90 % of undesired



Piezo-based feed drives for advanced manufacturing processes 

 75

oil losses and 40 % to 50 % of the mechanical losses occurring in an internal combustion engine are related to the tribological system of piston, piston ring, and cylinder liner. In particular it depends on cylindrical shape deviations of the liner bore ranging from a few micrometers to tenths of millimeters. It can be assumed that these dimensions can be influenced by design, but however they cannot be avoided completely. Hence production technology is faced with the challenge to compensate these shape deviations as early as possible in the production process. Expensive reworking in previous production steps is not an alternative since it results in increased cycle times and reduced efficiency of the process chain. Therefore, the limits of conventional production processes have to be extended by integrating additional functionalities into the tool or machine. This can for instance be achieved by enabling the tool to move in additional degrees of freedom. In recent years Fraunhofer IWU developed a process for non circular machining using an adaptronic honing tool. The objective of the so called adaptronic form honing is to manufacture a form honed macro shape which will be an ideal cylinder when the distortion mechanism of assembling and operation state is reached. Fig. 3 shows the general approach of the process.

Fig. 4: Adaptronic honing tool (left), Example for a specific target shape (middle), measured shape machined with adaptive honing tool (right).

To realize such shapes the conventional honing tool has to be extended to realize an additional degree of freedom. This can be achieved by implanting additional piezoelectric actuators. Fig. 4 left shows the concept of the adaptronic honing tool. It consists of a basic tool body and three strip groups running on floating bearings that are radially and axially shifted. They consist of the supporting strip, actuator package and honing strip arranged along the diameter of the tool. Each actuator package consist of three piezo actuators in a series-parallel arrangement suitable for a maximum movement of 80 µm and a maximum force of 450 N. The actuators are designed in a case that allows the actuators to expand elastically and seals them against the machine’s coolants/lubricants. Furthermore, the compact design accommodates the required spatial conditions, thus it fulfils the demand for segmenting the honing tool. That

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 Bucht A. et al.

also enables to combine conventional widening of the tool with widening using the actuators. The setpoint values of the actuators are generated in a software technology module whilst processing the targeted and actual contour. They are transferred to the machine control unit and provide the actuator voltage via voltage amplifiers. Since the honing tool is constantly rotating a ring wheel system on the joint rod realizes the power and signal transmission for the actuators. It is designed in the IP54 protection mode and allows rotational speeds of up to 800 rpm. Due to its sensitivity to coolant emulsions and chips the transmission system is mounted on top of the tool. Experiments with the new adaptronic form honing technology were carried out on a conventional single-spindle vertical honing machine. The tool was equipped with standard cutting edges and the honing stone material was identical to the conventional honing tool. Fig. 4 right shows the manufactured geometry. The measurements show that shape accuracy, surface roughness and productivity of the form honing process exceed the quality requirements which are set for the honing process. In conclusion, the form honing technology allows extending the limits of conventional honing processes. Another remarkable result is that first engine tests with a form honed cylinder crank case showed positive results, for example a reduced oil consumption of 30 %.

4.2 Spindle-Integrated Systems - Adaptive spindle support In contrast to honing the application of a tool with a single cutting edge is predestinated for generating defined surface contours. Like in the adaptive honing tool, the relative movement between tool center point and workpiece also has to be influenced actively. In order to generate this relative movement the principle of an adaptive spindle support as shown in Fig. 5 (left) was developed. Compared to conventional machining centers, here the motor spindle is held by a solid joint which realizes the two degrees of freedom φx and φy. All other DOF’s are fixed by the joint. The flux of force and the movement of the solid joint in the machine are generated by eight piezo actuators in differential arrangement. In order to minimize interference effects between the actuators they are arranged in pairs with an angle of 60° between the actuators of a pair and an angel of 90° between the pairs around the spindle. The torque required for tilting the spindle is applied in a distance as small as possible between the center of mass and the pivot of the kinematics. The movements of the actuators result in a deflection of the cutting edge. Further a sensor network consisting of five capacitive sensors is used to determine the spindle tilt angle and the tools deflection at the Tool Center Point. Each sensors pair detects the tilt by φx or φy. An additional sensor is used to detect a deflection along the spindle axis in z-direction. Furthermore, strain gauge measurement bridges are attached to the piezo actuators. This enables position control in actuator coordinates rather than position control in Cartesian coordinates.



Piezo-based feed drives for advanced manufacturing processes 

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Fig. 5: Piezo-based adaptive spindle support (left), Geometries machined by the adaptive spindle support (right).

The application of the adaptronic spindle system also enables to manufacture non cylindrical bores to compensate static and thermal distortions in cylinder bores. However the application potential is significantly wider since the high achievable frequencies of the system further possesses overlaid micro structuring processes. Nevertheless, the first experimental investigations on the technology were carried out by machining cylinder bores in the diameter range of 81 mm, with a bore length of 150 mm as used in combustion engines. Extending the process limits in boring implies an integrated process approach. Thus, the investigations also included the determination of the machine characteristics. That covers the demonstrator based on a multi-axial milling machine, the design of the clamping device, the optimization of fine boring tools, the design of the cooling lubrication strategy and the determination of optimized cutting data. The manufacturing of the desired shape as shown in Fig. 5 (right) requires multiple radial deflections of the cutting edge (up to 50 µm) per tool rotation. Here the challenge is to control the cutting edge position during a tool rotation. Further the optimum rotational speed related to the deflection frequency has to be determined. Within the investigations certain rotational speeds between 2000 to 6000 Hz were tested successfully as well as deflection amplitudes between 0 and 90 µm. The results were applied to manufacture non cylindrical bores with a constant shape in z direction. Furthermore, various control concepts of the piezo actuators were investigated in order to generate different free shapes. The resulting measurements of a large number of work pieces showed a very good reproducibility of the bores considering position, shape and amplitude. For example, the straightness and the parallelism of the lateral surfaces within one tolerance band are distinctly under 5 µm. The surface roughness could further be optimized to Rz 1.5 µm.

4.3 Table-Integrated Systems Besides the contouring of cylinder bores in combustion engines there are several components where contouring can also improve the efficiency of the engine. Piston

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 Bucht A. et al.

rods in a combustion engine are responsible for transforming the translational movement of the piston in the rotational movement of the crankshaft. During operation the piston rod has to absorb very high dynamic, static and thermal loads. This causes geometric axial deformations as shown in Fig. 6 right.

Fig. 6: Radial deformations (left) and axial deformation of a piston rod [15].

Due to the deformations, disturbing friction processes lead to a decreased efficiency of the combustion engine. A second aspect is the distribution of pressure in the bearing. To avoid wear and increase the life-time the pressure distribution has to be preferably constant without any peak values. Due to external loads, deformations further occur in axial direction of the bearing [15]. A rather constant pressure distribution can be achieved by axial contouring. Both contours, axial and radial as seen in Fig. 6 (right), can be manufactured in a single but combined machining step using a Fast Tool Servo as described in Section 3.2. Piston rods are considerably smaller and lighter work pieces than cylinder crank cases. Hence a fine positioning of the spindle is not an efficient way to generate the relative motion between Tool Center Point and work piece. Accordingly it is rather advantageous to move the work piece. A possible solution to manufacture the desired geometries is shown in Fig. 7. The piston rod is mounted on a so-called adaptronic x-y-table. The system can be easily mounted on a conventional machine table and consists of a back plate, a solid state joint and a cover plate. The middle of the solid state joint is fixed to the back plate and serves as support for four high performance piezo actuators. The actuators can move the free part of the solid state joint in x- and x- direction. For both directions two actuators are arranged differentially to ensure a symmetric actuation in positive and negative direction. The moving part of the flexure is connected to a cover plate that seals the system and enables to mount the work piece. There is further an inductive sensor system integrated between the fixed and the free parts of the solid state joint that possesses measuring the actual position of the cover plate. The stiffness of the cover plate made of aluminum needs special attention during the design process of the x-y-table since it influences the overall stiffness of the system. A fixed connection between cover plate and solid state joint is only possible



Piezo-based feed drives for advanced manufacturing processes 

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at the outer frame. Hence the cover plate is fragile concerning solid state vibrations. Using steel or a thicker cover plate is not sufficient due to the increasing mass which reduces the achievable bandwidth. The analysis of the eigenforms of the cover plate fixed to the solid state joint shows that a structuring of cover plate could prevent the unintended deformations without increasing the cover plates mass.

Fig. 7: CAD-Model of the adaptronic x-y-Table.

After assembling the x-y-table, measurements regarding the bandwidth and the excitation amplitude were carried out. An amplitude of up to 30 µm with an excitation frequency of 300 Hz could be achieved. Consequently the system fulfills the requirements for contouring the piston rod bearing. Further a problem concerning the cross talk effects between the x- and y- axis was observed. In the design process the aim was to minimize the cross stiffness of the solid state joint. However measurements show that it is actually still too high to avoid interference effects between the axes, thus the achievable bandwidth is limited. Future research will deal with suitable control concepts to achieve a fully decoupled system.

5 Conclusions and further work The continuing trend to increase the resource efficiency of products and production processes requires new advanced machining methods. One aspect is to increase the efficiency of products during their usage. This can be achieved by reducing the friction wear using optimized geometries or tribological optimized structured surfaces. One possible solution is for instance the application of Fast Tool Servos as highly dynamic additional feed drives for manufacturing processes. A further aim is to increase the efficiency of machining processes itself. This can be realized by combining process steps which are currently separated in so-called hybrid processes. In this

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 Bucht A. et al.

paper we present an active honing tool which possesses to combine different honing steps in only one machining process. Beyond that, Fast Tool Servos are yet another and much more flexible possibility for hybrid processing. The application of piezo actuators in such systems features a high level of integration as well as a very exact and highly dynamic positioning behavior which is the key demand for the addressed applications. Many prototypical applications showed the proof of the Fast Tool Servo concept. But, however the number of commercially available or mass production applications is currently very limited. Present work is focused on transferring the scientific knowledge to actual industrial solutions and processes. To achieve that, future work hast to overcome certain obstacles. First of all the component costs are currently very high since the developed systems are designed by using laboratory equipment (amplifiers, actuators, sensors, control hardware), which is mostly oversized and not suited to the application. Future developments must focus on providing robust, cheap and cost-effective hardware. A further aspect is the control connection between the CNC machine control and the sub-kinematics control. Nowadays there is not yet an existing solution for integration Fast Tool Servos into the common control architecture of the machine tool. This problem hast to be solved to get the required acceptance by machine tool users. Yet another challenging issue is the wear of the tools. Especially if a cutting tool with defined edges is applied for contouring cylinder bores the wear of the cutting edge is relatively high. Hence new geometries or new coatings for reduced wear of the tool have to be developed.

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 81

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Steinmetz J., Sinapius M., Takagi K., Jikuya I., Ikegame T.

Development of a Piezoelectric Inertial Vibration Absorber

Abstract: A piezoelectric inertial vibration absorber, which may be applied to an arbitrary control object, is proposed. The absorber consists of a cantilever beam with an adjustable tip mass and a shunted piezoelectric element. Two different shunting circuits are investigated, i.e. a resistor alone and a resistor in series with a negative capacitance. The governing equations of a two degrees of freedom system are derived and a simulation model for designing both the mechanical vibration absorber and the shunt circuits has been implemented. In addition, the optimal parameters of the shunt circuit are estimated using an H∞-Norm approach. For validating the simulation model a piezoelectric inertial vibration absorber for a given control object has been constructed. It is shown in the simulation and confirmed by the experiment that the negative capacitor shunt is very efficient. Moreover, it is demonstrated that its performance may be improved even further by adjusting the tip mass in a manner that it would be slightly out of tune for a pure mechanical vibration absorber. Keywords: Vibration Control, Piezoelectric Element, Shunt Damper, Adaptive, Harmonic Absorber

1 Introduction Many engineering systems are subjected to vibrations in some manner. In general they are unwanted as dynamic loads put a lot of strain on a structure. In the worst case this leads to severe damage, but even if the system withstands those loads, vibrations often reduce the comfort by producing noise for instance. Obviously, the former has to be avoided in order to prevent harm from both machines and people, but thinking of cars for example, the comfort aspect is very important as well. For that reason, methods to reduce vibrations are crucial. In the case of mono frequent vibrations, harmonic absorbers are a very promising approach. These are devices tuned to attenuate vibrations of a specific natural frequency. This can be achieved by adding a mass-spring system, whose natural frequency matches the excitation frequency. Clearly, this type of vibration absorber is limited to specific problems being subjected to a constant excitation. In order to be able to react to frequency changes adaptive harmonic absorbers have been developed [1]. They are capable of changing either their mass or stiffness, and therefore, their DOI 10.1515/9783110469240-008



Development of a Piezoelectric Inertial Vibration Absorber 

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natural frequency. As a result they are capable to adapt to a change in the excitation frequency. A similar approach to mechanical harmonic absorbers is an electromechanical approach called piezoelectric shunt damping. In this method the controlled system is coupled with an electronic circuit, acting as the absorber instead of a mechanical system, via a piezoelectric transducer. Piezoelectric shunt damping has been investigated quiet a lot recently. Hagood and others studied the effects of dynamic coupling between an arbitrary structure and a piezoelectric transducer [2]. Park investigated a resonant circuit, i.e. a shunt consisting of a resistor and an electric coil, by attaching a piezoelectric patch to a cantilever beam [3]. However, just like a classic mechanical harmonic absorber it is only capable of attenuating a specific frequency, because of the passive electronic elements used. Another approach, providing greater suppression, are active shunt circuits [4]. In this context negative capacitors have been studied intensively. In principle a negative capacity adds stiffness to the system. Due to the use of active elements broad band attenuation is possible. On the other hand the whole system might become unstable [5]. Unlike conventional shunt damping systems, the shunt circuit of the piezoelectric inertial vibration absorber proposed in this paper is not attached to the control object directly but via an adaptable harmonic absorber with. This not only increases the functionality, but also may simplify the bonding process in some cases.

2 Design of the Piezoelectric Inertial Vibration Absorber As illustrated in Fig. 1, a cantilever beam with width w, length l, thickness t, density ρ, Young’s Modulus Y , second moment of area J and an adaptable tip mass mt has been chosen to realize the mechanical part of the vibration absorber. For experimental validation (see chapter 4) a test car with mass mc stiffness kc and damping cc is used as a one degree of freedom (1DoF) control object. The test car is subjected to an external force p. The deflection of the car and the cantilever are measured by the coordinates uc and ub. The gray element depicted is a PVDF sensor, which is not used in the current project. In addition, a shunt circuit with the impedance Zs for additional vibration suppression is connected via a piezoelectric transducer (brown element). Electronically the piezo is modeled as a current source with the output ip in parallel with a capacitor of capacity Cp [5]. The piezo is connected to the shunt circuit with the impedance Zs and the corresponding current is as illustrated in Fig. 2. For choosing the beam parameters only the first eigen-mode of the beam is considered. This assumption is only valid as long as the mass of the car exceeds the one of the cantilever significantly, because it allows to treat the absorber as a beam

84 

 Steinmetz J. et al.

with fixed-free boundary conditions. This is generally true for harmonic absorbers, because these are supposed not to add much mass to the system. Moreover, the piezoelectric and PVDF modules are neglected at this point. ub mt Y, J, ρ, l, w, t

Zs

uc

kc

p

mc cc

Fig. 1: Test rig.

Piezo

Shunt Circuit is

ip

Cp

va

Zs

Fig. 2: Electronic model of the piezo-module [5].

The cantilever with a tip mass may then be treated like an equivalent 1DoF system with the stiffness

3YJ (1) kb = 3 l and mass



Development of a Piezoelectric Inertial Vibration Absorber 

 85

mbef = 0.24mb + mt (2) by solving the fixed-free beam equation, comparing its first natural frequency with the one of a simple 1DoF system and adding the tip mass mt [6, 7]. That only about a quarter of the beam mass mb contributes to the dynamic properties can be explained by the fact that its base barely moves. Hence, the mass located there does not affect the dynamic properties much. The simplified beam model is then implemented in Mathematica for determining the size of the cantilever beam in order to obtain the required natural frequency. The beam itself is a flat spring made of steel, which is attached to the test car via an L angle. The piezoelectric module is placed near the fixed end of the beam, where the maximum curvature is obtained regarding the first mode of a cantilever beam. This is crucial, because the functionality of the piezo is based on the strain of the outer layer of the beam and not on its deflection [1]. Furthermore, the tip mass should be adaptable in such a manner that the overall system stays symmetric. To meet this requirement a threaded rod is stuck through a whole at the tip of the beam enabling an equal distribution of the extra masses. The tip mass may then simply be changed by adding screws, nuts and washers of different weight. The initial natural frequency of the beam ought to be the same as the resonant frequency of the control object, which is 9.7Hz. The flat spring has a Youngs Modulus of 200GPa, a density of 7.9kg /dm3 and its dimensions are 125 ∗ 25 ∗ 0.5mm3. Since the beam is considerably thin, the DuraAct actuator attached changes the stiffness of the beam significantly. As a result the equivalent stiffness obtaint from equation 1 is too small. However, the additional mass is negligible, because the modules are placed in the region of very little movement. Thus, to keep the experimental and the simulation model similar, the stiffness of the beam is increased in the simulation until the natural frequency matches the one obtained in the experiment. Then, the initial tipmass can be approximated in the simulation to 37.25g .

3 Dynamics of the Piezoelectric Inertial Vibration Absorber In this chapter the dynamics of the system are derived and the transfer functions of the control system is obtained. First, the equations of motion for the mechanical system, the piezoelectric coupling, the piezoelectric impedance and the shunt circuit equations are formulated separately. The whole system is then transformed in the Laplace Domain using modal coordinates. This form is then taken for describing the closed loop control problem. Finally, the H∞ Norm is introduced to optimize the impedance of the shunt circuit.

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 Steinmetz J. et al.

In physical coordinates the mechanical part of the 2DoF system as depicted in Fig. 1 is given by

 mc 0  u¨c   cc + cb −cb  u˙ c   kc + kb −kb  u   p   fa1      c  =   −  .    (3)  0 mbef  u¨b  +  −cb cb  u˙ b  +  −kb kb  ub   0   fa2        Notice that the damping of the beam cb is added into this equation to include the material damping of the beam for the sake of completeness. It is estimated to be proportional to the stiffness kb. The effect of the piezoelectric module is accounted for by the actuator force {fa }. Since the piezo-module is modeled as a capacitor with capacity Cp the voltage across its terminals is

1 va = ip − isdt (4) Cp

∫

and the shunt impedance

v Zs = a (5) is as illustrated in Fig. 2 [5]. The governing equations are completed by the piezoelectric coupling

 θ1  (6) {f }a =  va  θ2  and

ip = {θ1 θ2 }{u˙} (7) with the coupling factor {θ }. θi is a function of the modal strain and the piezoelectric coefficient. Instead of θi the dimensionless coupling factor

θ2 κ i2 = i , (8) CpKi where Ki is the modal stiffness of the kth mode, is often used [1]. With the eigenvector-matrix [Φ], and the modal mass, stiffness and damping matrices [M ], [K ] and [C ] equation 3 is transformed into its modal form



Development of a Piezoelectric Inertial Vibration Absorber 

 87

(9) [M ]{q¨} + [C ]{q˙} + [K ]{q } = [Φ]T { p} − [Φ]T {fa }. The system is to be expressed in the Laplace domain in the form

U1   G11 G12 G13   P1       U2  = G G G   P  (10) 21 22 23      2     Ip  G31 G32 G33  Va  for separating the mechanical and the electronic domain at first. Hence, the actuator force in equation 9 needs to be expressed in terms of the voltage va. With equation 6 and the modal coupling factor

 θ1   Θ1  (11) {Θ} =   = [Φ]T   Θ2   θ2  the required form (12) [M ]{q¨} + [C ]{q˙} + [K ]{q } = [Φ]T { p} − {Θ}va is obtained. Transforming equation 12 into the Laplace domain, rearranging to −1 −1 (13) {Q } = (s 2[M ] + s[D ] + [K ]) [Φ]T {P } − (s 2[M ] + s[D ] + [K ]) {Θ}Va,

considering that [M ], [C ] and [K ] are diagonal matrices and multiplying both sides by [Φ] from the left hand side for transforming the modal coordinates {Q } back into the physical ones {U } it follows

{Φ}i{Φ}Ti

2 {Φ}iΘi {P } − ∑ 2 U= ∑ 2 Va. + + s M sD K s M sDi + Ki i  i i+ (14) i =1  i i =1    2

 G 11 G 12    G 21 G 22   

G   13  G   23   

The first two rows of the transformation matrix G are to be obtained from the indicated expressions in equation 14. For the third row the current flowing through the piezo, whose Laplace Transformed in modal coordinates is (15) Ip = {Θ}T s{Q }, is analyzed. Equating equations 15 with 13 yields

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 Steinmetz J. et al.

2 2 sΘi {Φ}Ti sΘi2 {P } − ∑ 2 Va, Ip = ∑ 2 (16) s Mi + sDi + Ki s Mi + sDi + Ki i =1   i =1   [G 31G 32 ]

[G 33]

which can be used for retrieving the third row of the transformation matrix. For the control problem the 3x3 System from equation 10 can be reduced to a 2x2 system by eliminating the central row and column. This may be done because only the transfer function from P1 to U1 is of interest, as the goal is to reduce the movement of the car. Since the cantilever is not excited directly, i.e. P2 equals zero, the neglected entrees of the transfer matrix have no impact. Thus, it follows

U1   G11 G13   P1    =     (17)  Ip  G31 G33  Va    for the simplified system. The aim of this work is to find the response U1 to the excitation P1. However, in the simplified system the electric and mechanical equations are still separated. In order to find the required relation IP and Va are to be eliminated in the transfer function P1 → U1. The first equation of the 2x2 system is

U1 = G11P1 + G13Va. (18) Applying the piezo impedance and the shunt circuit equations (4 and 5), now transformed into the Laplace Domain,

V 1  Ip − a  Cps  Zs  Zs (19) = Ip CpsZs + 1 Va =

is derived. Furthermore, the second equation of the 2x2 system yields

Ip = G31P1 + G33Va = G31P1 +

G33Zs Ip CpsZs + 1

−1 (20)  G33Zs    G31P1 = 1 − CpsZs + 1  

for the current flowing through the piezo element. By equating equations 20 and 19 with



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U1 = G11P1 + G13Va (21) the required transfer function −1

G33Zs  Zs  U  G31 1 − H11 = 1 = G11 + G13 (22) P1 CpsZs + 1  CpsZs + 1  is obtained. Equation 22 is then taken for optimizing the impedance of the shunt circuit by using the H∞-Norm. In order to do so, the suprema of H11 for multiple frequency response functions at various values for Zs have to be obtained. Finding their minimum yields the H∞ optimal impedance. The equations derived are used for expanding the Mathematica model for designing the absorber. As a result, it is now capable of showing the effect of the piezoelectric inertial vibration absorber with different shunt circuits applied as well as optimizing the impedance. The results obtained are illustrated together with the corresponding experimental ones in chapter 4.

4 Experimental Validation Before carrying out the main experiment, the absorber mass is fine-tuned manually, to ensure that the anti-resonance of the 2DoF system matches the natural frequency of the car. Then the transfer functions are recorded by taking the mean value of five runs. Moreover, the coupling factors are retrieved experimentally. The transfer function of the 1DoF system as well as either the open or shorted configuration of the 2DoF system are required to determine the efficiency of the piezoelectric inertial vibration absorber. Furthermore, from the open and closed loop natural frequencies the dimensionless coupling factors κ1,2 may be obtained [8] with the relation 2 2 f op , i − f sh, i (23) κ i2 = . f 2sh, i

Applying equation 23 the dimensionless coupling factors (24) κ1 = 0.0643 and

κ2 = 0.0751 (25)

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 Steinmetz J. et al.

R1

− OPA445AP

Ra

+

Vin

R2

C

˜ R

Fig. 3: Negative Capacitor Circuit.

are derived. However, the difference between the frequencies in the open and closed loop configuration are very small. As a result the coupling is quite low. The reason for that is the low natural frequency of the system. It is well known that piezoelectric elements become more efficient at high frequencies, because they create more charges if they are bent back and force more often. Thus, the low coupling factors are plausible.

4.1 Negative Capacitor Circuit The negative capacitor requires an active circuit. One possibility is using a negative impedance converter as illustrated in Fig. 3 [9]. Including the adjustable resistor in ∼ series Ra, but neglecting the resistor R , whose use is explained later, the impedance is

R 1 Zs(s) = Ra − 1 . (26) R2 Cs Hence, the negative capacity is adjustable by the ratio of the resistors R1 and R2. The exact values of Ra, R1, R2 and C are derived from the numerical optimization. One flaw of active circuits is that they might become unstable. Thus, prior to the optimization the stability ought to be investigated. It has been proven that the absolute value of the capacity of the shunt circuit has to be larger than the one of the piezoelectric element for avoiding instability [9]. The piezoelectric module used has a



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capacity of 70nF. Including a safety margin of at least five per cent the absolute value of the capacity is limited to greater or equal to 75nF. ∼ At first the circuit has been tested without the resistor R . In this configuration the terminal voltage dropped to its minimum immediately, which means the system is unstable despite meeting the stability condition for the capacity. Possibly the model used for the piezoelectric transducer is insufficient at this point. It has been shown for a 1DoF system with a similar shunt circuit that the system becomes unstable if a more precise model of the piezo, including parasitic resistors, is introduced. It has ∼ been proven by using the Routh–Hurwitz stability criterion that adding the resistor R ∼ solves this problem [5]. Similarly, by adding the resistor R with a very high resistance of 6MΩ the shunt circuit can be stabilized. In the negative capacitor circuit the capacity and the resistance are optimized numerically. Running the optimization yields a capacity of –75nF and a resitance of 23000Ω. Fig. 4 and 5 illustrate the numerical and experimental results for the 1DoF, the open, the short and the negative capacitor configuration. The transfer function predicted in the simulation matches the experimentally obtained curves very well. The experimental result demonstrates that the first peak of −16.35dB is noticeably smaller than the second one with −9.12dB. The same effect is obtained in the simulation, however the difference is slightly smaller. Frequency Response Function of the 2DoF System -40

1DoF Short Open Shunt

Gain [dB]

-50

-60

-70

7

8

9

10

11

12

Frequency [Hz] Fig. 4: Negative capacitor configuration − simulation.

The simulation differs a little bit from the experiment regarding the electromechanical coupling obtained. Looking at the simulation the difference in the attenuation of the two modes is easily explained by the greater coupling in the first mode. As the same effect is visible in the experiment, it occurs that the measured dimensionless

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 Steinmetz J. et al.

coupling factors are not representing the actual state in terms of the relative relation between κ1 and κ2. On the other hand the simulation model has been confirmed by the experiments, as the numerical and experimental transfer functions are very similar. Despite the low coupling factor an attenuation of approximately 16.0dB regarding the 1DoF system and 10.6dB regarding the 2DoF system without shunt circuit is achieved. This is clearly a very satisfying result. Nevertheless, due to the big difference between the two peaks there is some potential to further improve the performance of the piezoelectric inertial vibration absorber. Reducing the tip mass is followed by an increase of the first but decrease of the second peak due to the mechanical harmonic absorber being out of tune. As a result the anti resonance is shifted slightly towards the higher frequencies as well. What is to be avoided for a pure harmonic absorber, leads to two peaks of nearly the same value in combination with the negative capacitor. Fig. 6 demonstrates that the approach works well in the experiment. Comparing the red curve, showing the original negative capacitor, with the green one, indicating the same configuration with the adapted tip mass, proves that by leveling up the peaks the absolute maximum is decreased, too. It dropped from −9.12dB to −11.61dB, which means the attenuation regarding the 1DoF system and the 2DoF system without shunt circuit is now 18.5dB and 13.1dB, respectively. As a result, it is an efficient method to optimize the performance of the piezoelectric inertial vibration absorber.

5 Conclusions and Future Work A cantilever beam with an adaptable tip mass and a shunt circuit connected via a piezoelectric transducer has been proposed as a piezoelectric inertial vibration absorber. It combines an adaptive harmonic absorber with an electromechanical one. The adaptable tip mass together with an arbitrary shunt circuit offers many design parameters to adjust the vibration absorber to any harmonic control problem. Moreover, a cantilever is easily attachable to many primary structures. Despite the low coupling in the experimental set-up it has been demonstrated that the negative capacitor is capable of suppressing the vibrations of a 1DoF control object significantly. In addition, it has been shown that the first mode is effected much more than the second one. By slightly bringing the mechanical part out of tune, the uneven suppression due to the negative capacitor is compensated. The initial negative capacitor circuit proposed suffered from instability issues. This has been solved by introducing an additional resistor in parallel to the negative capacitor. However, the effect has not been described theoretically yet. In future, the stability of the vibration absorber has to be investigated in more detail in order to clarify the influence of the additional resistor.



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Frequency Response Function of the 2DoF System 10

0

Gain[dB]

−10

−20

−30

1DoF Open Short NegCap

−40

−50

7

7.5

8

8.5

9

9.5

10

10.5

11

11.5

12

Frequency[Hz] Fig. 5: Negative capacitor configuration − experiment.

Frequency Response Function of the 2DoF System 10

0

Gain[dB]

−10

−20

−30

−40

−50 7

Open Openadaptedmass NegCap NegCapadaptedmass 7.5

8

8.5

9

9.5

10

10.5

11

11.5

12

Frequency[Hz] Fig. 6: Comparison between the intitial and adapted tip-mass − experiment.

 93

94 

 Steinmetz J. et al.

Moreover, the piezoelectric inertial vibration absorber ought to be applied to a system with multiple modes for accessing its broad brand control capabilities. This would also reveal its performance at higher frequencies.

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Tamm C., Thiel J., Bartel T., Atzrodt H., Herold S.

Methodisches Vorgehen zur Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens eines Fahrzeugs Zusammenfassung: Der Wandel in der Automobilindustrie von konventionellen hin zu hybriden und elektrischen Antriebskonzepten ist in vollem Gange. Auch am Fraunhofer LBF wird ein Forschungsfahrzeug entwickelt, an dem die Energieeffizienz Gas-elektrischer Hybridantriebe untersucht wird. Durch den modifizierten Antrieb wird das NVH-Verhalten des Fahrzeugs deutlich verändert. Die von Motor, Nebenaggregaten und Fahrbahn induzierten Schwingungen führen zu unangenehmen Vibrationen und Lärm im Fahrzeuginnenraum. Um den Fahrkomfort zu erhöhen, sollten die auftretenden Schwingungen durch breitbandig wirkende aktive Maßnahmen und schmalbandig wirkende passive Maßnahmen reduziert werden. In diesem Beitrag werden die Simulation und Auslegung von verschiedenen Maßnahmen zur Auslegung des vibro-akustischen Systemverhaltens verglichen. Die Systemkomponenten Anregung, mechanisches System, Aktoren, Sensoren, und Regelung werden in einer ganzheitlichen Simulation betrachtet. Die Methodik zur Auslegung von aktiven Systemen beinhaltet einen hierarchischen und modularen Aufbau der Systemkomponenten. Für den Aufbau eines ganzheitlichen Systemmodells werden neben Messdaten und analytischen Beschreibungen auch reduzierte FEModelle einbezogen. Als Ergebnis werden aktive Maßnahmen zur Schwingungsminderung mit Hilfe der Mechanical Simulation Toolbox analysiert und bewertet sowie mit passiven Ansätzen verglichen. Schlüsselwörter: Schwingungsminderung, aktive Maßnahmen, Mechanical Simulation Toolbox, ganzheitliche Systemsimulation, Auslegung, Neutralisation, hybrides Antriebskonzept

1 Motivation/Einleitung Entwicklungen in der heutigen Zeit sind gekennzeichnet durch beschleunigte Entwicklungszyklen, Reduzierung von Prototypen und erhöhten Kostendruck. Gleichzeitig bestehen, durch die ständige Steigerung der Komplexität der Produkte, erhöhte Anforderungen an die Entwicklungsergebnisse. Insbesondere die zunehmende

DOI 10.1515/9783110469240-009

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 Tamm C. et al.

Verknüpfung von mechanischen und elektrischen Systemen stellt Unternehmen vor neue Herausforderungen. Die Integration von Sensoren, Aktoren und Signalverarbeitung und deren Zusammenwirken mit den mechanischen Komponenten und die damit einhergehende Einführung neuer Freiheitsgrade führen dazu, dass diese Systeme mit einem herkömmlichen konstruktiv geprägten Entwicklungsprozess nicht mehr beherrschbar sind. Aber auch rein mechanische Systeme werden zunehmend komplexer und sollen optimiert ausgelegt werden, was eine genaue Analyse des Verhaltens bereits in frühen Phasen des Entwicklungsprozesses erfordert. Vor diesem Hintergrund beschäftigt sich das Fraunhofer LBF seit vielen Jahren mit der Effizienzsteigerung im Entwicklungsprozess komplexer dynamischer Systeme. Insbesondere die Integration aktiver Komponenten steht dabei im Fokus der Arbeiten. Daher wurde ein methodisches Vorgehen entwickelt, dass die oben genannten Bedürfnisse berücksichtigen und eine modell- und simulationsbasierte Auslegung elektro-mechanischer Systeme erlaubt. Ein Grundgedanke des neuen Entwicklungsprozesses ist das Vorziehen von Umfängen in frühere Phasen des Entwicklungsprozesses (Frontloading), um Risiken in späteren Entwicklungsphasen zu minimieren. Die durch die Verkopplung von mechanischen und elektrischen Systemen entstehenden Wechselwirkungen erfordern hierbei die Betrachtung des Gesamtsystems. Weiterhin ist es essentiell auch die Änderung der Systeme während des Entwicklungsprozesses vom Einfachen zum Komplexen zu berücksichtigen. Daher werden für die in der simulationsbasierten Entwicklung verwendeten Modelle parametrische, hierarchische, modulare Ansätze sowie die Integration von Teilmodellen identifiziert aus Messdaten oder reduziert aus numerischen Werkzeugen (z.B. FEM) vorgeschlagen und umgesetzt. Damit werden eine schnelle Austauschbarkeit von Teilmodellen und die Bewertung derselben auf das Entwicklungsziel gewährleistet. Wichtig für die Auslegung ist außerdem die Parametrierung der Komponenten (z.B. von Aktoren und Leistungsverstärkung hinsichtlich Kraftniveau, Verformungsverhalten, Frequenzbereich, Leistungsaufnahme, etc.), die mit dem vorgestellten methodischen Entwicklungsvorgehen ausgezeichnet realisierbar ist. Um die erhöhte Komplexität moderner Systeme auch in der Simulation beherrschen zu können, wurde außerdem Wert darauf gelegt, dass bei der Formulierung der grafisch basierten Systembeschreibung wenig Fehler auftreten können. Dem wird mit alternierenden admittanz- und impedanzbasierten Beschreibungsweisen von Teilmodellen Rechnung getragen, deren Handhabung im Beitrag näher erläutert wird. Mit der am Fraunhofer LBF entwickelten methodischen Vorgehensweise zur Entwicklung, Analyse und Simulation ist selbst die Betrachtung hochkomplexer multiphysikalischer strukturdynamischer Systeme möglich. Dies wird im Beitrag am Beispiel der Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens eines Fahrzeugs demonstriert.

Methodisches Vorgehen zur Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens eines Fahrzeugs  

 97

2 Methodisches Vorgehen zur ganzheitlichen Systementwicklung 2.1 Phasen in der ganzheitlichen Systementwicklung In der Entwicklung von optimalen aktiven Systemen ergeben sich aus der Praxis fünf Phasen zur ganzheitlichen Systementwicklung. Diese teilen sich auf in: 1. Definition der Anforderungen, 2. Konzeptphase, 3. Systemmodell, 4. Realisierung der Komponenten, 5. Systemintegration und Inbetriebnahme. Die Definition der Anforderung (Phase 1) ist im Projektbereich oftmals über ein Lastenheft abgedeckt. Unter der Definition der Anforderungen ist es erforderlich, die Aufgabenstellung zu abstrahieren. Dabei sind der relevante Frequenzbereich, die angestrebte Reduktion, die Größe des zur Verfügung stehenden Bauraums und die Anregung bzw. Störquelle interessante Kenngrößen. Falls Anforderungen noch nicht bekannt sind, finden in Phase 1 (als auch in den weiteren) Iterationen statt, um bspw. durch Messungen die relevanten Parameter ableiten zu können. In der Konzeptphase (Phase 2) werden die in Frage kommenden Maßnahmen zur Schwingungsreduktion zunächst numerisch evaluiert. Dabei sollten, wenn die Anforderungsliste dies zulässt, die Konzepte von passiv über semi-aktiv hin zu aktiv und von einfach bis präzise und damit komplex in ihrer Modellierung umgesetzt werden können. Zu den gängigsten Konzepten zählen Isolation, Tilgung, Neutralisation und aktive Systeme (adaptive Neutralisation, aktive Schwingungskompensation, aktive Lagerung). Die physikalische Beschreibung der Parameter und Sensitivitätsanalysen ebendieser sind hier von Bedeutung. In der dritten Phase steht das Systemmodell im Vordergrund: die Implementierung des numerischen Modells des Systems wird spätestens in dieser Phase erstellt, Abgleiche mit ggf. realen Hardwaresystemen – wie der mechanischen Grundstruktur – finden statt und die Konzepte der vorherigen Phase werden numerisch integriert. Da in dieser Phase mit einer zielgerechten Simulationsstrategie Einsparungen in Zeit und später im Prototypenbau stattfinden, wird sie in Abschnitt 0 als Schwerpunkt behandelt. Bei der Realisierung der Komponenten (Phase 4) werden alle aus der Konzeptphase erwähnten und im Systemmodell parametrisierten Komponenten beschafft oder hergestellt. Durch die Möglichkeiten von Drucken, Sintern und dem selbstständigen Beschreiben von Platinen sind die baulichen und inhaltlich gestalterischen Möglichkeiten deutlich gestiegen.

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 Tamm C. et al.

Die letzte Phase bildet die Systemintegration und Inbetriebnahme. Dabei werden alle Komponenten zusammengefügt und in Betrieb genommen. Messungen, welche die Simulationsergebnisse validieren, bilden den Abschluss der wesentlichen Schritte zur ganzheitlichen Systementwicklung.

2.2 Methodische Systemmodellierung In Phase 3, der Systemmodellierung, wird ein numerisches Modell des Systems entworfen, mit vorhandenen Systemen abgeglichen und um die in der Konzeptphase ausgewählten Konzepte erweitert. Diese werden analysiert und die enthaltenen physikalischen Parameter gehen in die Realisierung der Komponenten ein. Die Systemmodellierung besteht aus fünf Komponenten, die für die Modellierung von passiven und aktiven Systemen gleichermaßen geeignet sind. Die Schnittstellen zwischen den Komponenten bestehen aus Formulierungen, so dass jede Komponente austauschbar ist. Damit können bspw. Aktorkonzepte zielführend miteinander verglichen werden. Die hier vorgestellte methodische Modellierungsstrategie unterstützt die Abbildung von multi-physikalischen Systemen. Die verwendeten Daten aus analytischem, numerischem und experimentellem Ursprung werden verwendet und integriert. Bei dieser Herangehensweise sind Konzept- und Performanceabschätzungen leicht durchführbar. Gerade bei großen Modellen oder der Verwendung von regelungstechnischen Algorithmen ist die Hinzunahme von Modellreduktionstechniken notwendig. Je nach Konzept muss die Optimierung von Parametrierung und Platzierung von Aktoren und Sensoren unterstützt werden. Die Integration von Regelungskonzepten ist die entscheidende Voraussetzung zur Simulation von aktiven Systemen. Insbesondere adaptive Regelungskonzepte zeichnen sich durch zeitvariantes Verhalten aus. Daher muss die Systemsimulation im Zeitbereich durchführbar werden, die Analyse und Auswertung sollte jedoch im Frequenzbereich möglich sein. Diese Punkte sind bei der Systemmodellierung notwendigerweise zu berücksichtigen. In der vorgestellten Systemmodellierung ist die Auswahl der zu beschreibenden Systemkomponenten und der Austauschgrößen von essentieller Bedeutung. Beginnt man in dieser Phase sofort mit einer zielführenden Modellierung und Schnittstellendefinition, werden viel Zeit und Iterationsschritte eingespart.

2.2.1 Systembeschreibung der Komponenten Ein aktives System besteht aus den Komponenten Anregung, mechanische Struktur, Sensor- und Aktorsystem, sowie Signalverarbeitung (siehe Abbildung 1). Auf diese

Methodisches Vorgehen zur Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens eines Fahrzeugs  

 99

Weise kann jede Komponente in ihrer individuellen hierarchischen Modellierung stehen. Die Hierarchie ist durch die Komplexität abgebildet. Die Komponenten haben darüber hinaus große Abhängigkeiten untereinander.

Anregung

Mechanische Struktur

Aktorsystem

Sensorsystem

Signalverarbeitung

Abb. 1: Schematischer Aufbau einer passiven Struktur (in dunkelgrau) mit aktiven Komponenten (hellgrau gestrichelt).

Alle Teile eines aktiven Systems werden separat modelliert. Die Anregung kann in ihrer einfachsten Darstellung von idealen Anregungen, wie Sinus oder Sinus-Sweep Anregungen, Dirac Impulsen oder Step Funktionen reichen. Diese dient meist dem Analysieren der Struktur. Realitätsnähere Anregungen werden durch komplexere Teilmodelle, wie Verbrennungsmotoren oder experimentelle Daten erzeugt. Die mechanische Struktur zeichnet sich durch ihre Systembeschreibung aus. Generell werden Systeme über die allgemeine Bewegungsgleichung

Mx¨(t ) + Dx˙(t ) + Kx(t ) = F (t ) beschrieben, wobei M die Massenmatrix, D die Dämpfungs- und K die Steifigkeitsmatrix repräsentiert. Variable x steht für die Freiheitsgrade in Abhängigkeit der Zeit t und eingeleitete Kräfte werden durch F beschrieben. Durch die Überführung des Zeitbereichs mittels Laplace Transformation erhält man die Formel

(s 2I + diag (2ϑω0 )s + diag  (ω02))q(s) = ΦT F (s). In dieser Umformung stehen die Eigenwerte ω0 des Systems und ihre zugehörigen Eigenvektoren in der Matrix Ф. Durch die Umformung der transformierten Bewegungsgleichung zu einem System 1. Ordnung erhält man eine ZustandsraumFormulierung, in der Parametergrößen aus analytischen, numerischen und messtechnischen Betrachtungen einfließen können (Vgl. dazu [1]). Sensorsysteme transformieren physikalische Größen in elektrische Messgrößen. In ersten Betrachtungen bestehen Sensorsysteme oftmals aus Transformationsskalaren und später aus der Nachbildung idealisierter oder realer Sensoren. Dabei werden Kalibrierung und Messbereiche der Sensoren integriert. In der Modellierung aktiver Systeme ist die Signalverarbeitung unerlässlich [2]. Das Parametrieren und Testen von Regelungsalgorithmen unter realen

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 Tamm C. et al.

Umgebungsbedingungen wird immer stärker im Hardware-in-the-loop Bereich betrachtet. Hierbei ist auf eine geeignete Simulationsumgebung mit geeigneten und eindeutig definierten Schnittstellen zwischen den Teilmodellen zu achten. Bei aktiven Systemen kommen in der Regel zeitvariante Systeme (z.B. adaptive Filter) zum Einsatz. Hierbei handelt es sich um Systeme, deren Koeffizienten sich zeitlich verändern. Daher können die abgeleiteten Modelle nicht mehr im Frequenzbereich berechnet werden. Die Simulationen werden daher im Zeitbereich durchgeführt, die Analyse findet jedoch meistens im Frequenzbereich statt.

2.2.2 Schnittstellendefinition zwischen Komponenten Das methodische Vorgehen unterstützt die modulare Darstellung jeder einzelnen Komponente. Mit geeigneten Schnittstellen kann jedes Teilsystem eine individuelle komplexe Modellierungstiefe erreichen. Die Teilmodelle werden abwechselnd als Impedanzen und Admittanzen formuliert (siehe Abb. 2).

Domäne 1 (z.B.: mechanisch)

P P P P P P P P

Impedanzmodell Admit t anzmodell Impedanzmodell Admit t anzmodell

F F F F F F F F

Domäne 2 (z.B.: elekt risch)

Abb. 2: Schematische Impedanz- und Admittanzformulierung.

In dieser Formulierung werden an den Koppelstellen Leistungen übertragen. Das führt zu einem Austausch von Potential- und Flussgrößen. Elemente mit mechanischen Freiheitsgraden, wie Massen und Strukturen werden als Admittanz modelliert und Koppelelemente wie bspw. Steifigkeiten als Impedanz formuliert. Die Austauschgrößen sind anwendbar für mechanische, elektrische, akustische sowie fluide Domänen. Durch die Vereinheitlichung der Austauschgrößen ist die Verkopplung der unterschiedlichen Domänen möglich.

Methodisches Vorgehen zur Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens eines Fahrzeugs  

 101

2.2.3 Inhalte Mechanical Simulation Toolbox Die Vorgehensweise zeigt, dass sich der Aufbau von Modellbibliotheken, die Teilmodelle in unterschiedlichen Hierarchiestufen enthalten, anbietet. In der Mechanical Simulation Toolbox [3] wurden im Rahmen von Forschungsarbeiten Teilmodelle von Erregung, mechanischer Strukturen, Aktorik, Sensorik und Signalverarbeitung erstellt und zu insgesamt drei Toolboxen mit unterschiedlichen Schwerpunkten zusammengefasst. Darüber hinaus enthält jede Toolbox Auswerteroutinen und Schnittstellen zu häufig verwendeten Simulationswerkzeugen. Diese erprobten Funktionalitäten vereinheitlichen und erleichtern die Bearbeitung von strukturdynamischen Fragestellungen. So können z.B. große Modelle die mit modalen Methoden, wie der Component Mode Synthesis (CMS) [4], als auch mit Krylov-Unterraum Verfahren [5] reduziert wurden, über ASCII oder Binärcode komfortabel eingelesen werden. Damit kann die Modellreduzierung als wichtiger Bestandteil im Simulationsprozess für aktive Systeme benutzerfreundlich integriert werden. Um Messdaten auszuwerten wurden bewährte Methoden zur Auswertung in die Toolboxen aufgenommen. Darunter befindet sich unter anderem die Implementierung des Modal Assurance Criterion und die Darstellung eines Campbell-Diagramms.

3 Anwendungsbeispiel Ziel der numerischen Untersuchungen ist das in Kapitel 2 beschriebene methodische Vorgehen an einem komplexen und realitätsnahen Testfahrzeug zu validieren. Hierzu wurde das erste Funktionsmuster des Konzeptfahrzeugs Generator Electric Vehicle one (GEV|one) im Hinblick auf Motor-induzierte Vibrationen untersucht. Das Fahrzeug befindet sich derzeit in der Testphase und stellt einen Dialogbeitrag für alternative Fahrzeugkonzepte in der Elektromobilität dar. Die zugrunde liegende Idee basiert darauf, dass die Energie nicht in einer großen Batterie gespeichert, sondern kontinuierlich mit einem Gasmotor und einem elektrischen Generator erzeugt wird. Das Fahrzeug wird dadurch unabhängig von der Lade-Infrastruktur und bietet weniger Einschränkungen hinsichtlich seiner Reichweite bei gleichzeitig sehr guter Energieeffizienz. Die Modifikation des Antriebskonzepts und die daraus resultierenden Anpassungen an der Fahrzeugstruktur gehen einher mit einem grundsätzlich veränderten Lärm-, Schwingungs- und Rauheitsverhalten (NVH; engl.: Noise, Vibration, Harshness) des gesamten Fahrzeugs. Hieraus ergibt sich der Bedarf der Untersuchung, Bewertung und erneuten Auslegung des vibro-akustischen Gesamtverhaltens. Im Vergleich zu konventionellen Fahrzeugen liegt die Betriebsdrehzahl des Einzylinder-Gasmotors im Standardbetrieb bei konstant 5000 U/min. Somit werden

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 Tamm C. et al.

während des Betriebs höhere Frequenzen angeregt. Weiterhin ist eine zusätzliche Aufhängung des Gasmotors, Range-Extenders sowie der Leistungselektronik eingebaut worden. Dieser Zwischenrahmen ist an vier Punkten elastisch zur Fahrzeugkarosserie gelagert. Der Gasmotor ist zudem mit drei weiteren Elastomerlagern an dem Zwischenrahmen angebunden. Die Lagerung des Gasmotors und Generators ist somit doppelt-elastisch ausgeführt. Das Gewicht des Motor-Generator-Verbunds beträgt ca. 35 kg, Zwischenrahmen und Leistungselektronik wiegen zusammen 25 kg. Auf der linken Seite in Abb. 3 ist der Motorraum des Konzeptfahrzeugs, der Zwischenrahmen und der darauf gelagerten Motor-Generator-Verbund zu sehen. Auf der rechten Seite ist der Gesamtaufbau schematisch dargestellt. Die notwendigen Komponenten für die Gesamtmodellbildung sind Karosserie, Rahmen- und Motorlager, Gasmotor sowie Motoranregung. Die optionale Maßnahme zur Reduktion der in die Karosserie eingetragenen Kräfte und somit Verbesserung des NVH-Verhaltens ist in Abb. 3 als zusätzliches Masse-Feder-Dämpfer-System am Zwischenrahmen dargestellt.

Abb. 3: Motorraum des Konzeptfahrzeugs GEV|one (links) und schematische Darstellung des Gesamtaufbaus (rechts).

Zur numerischen Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens wurden die beschriebenen Teilmodelle basierend auf Messdaten, Finite-Elemente- (FE) oder analytischen Modellen gebildet. Hierzu wurden Matlab-Funktionen und Simulink-Blöcke aus der Structure and Vibration Toolbox des Fraunhofer LBF verwendet. Das Motordrehmoment wird anhand der Daten zum Verbrennungsvorgang (Spitzendruck, Mitteldruck,…) abgeschätzt. Der Motor wird beim Startvorgang bis 1500 U/min vom Elektromotor geschleppt, danach übernimmt die Verbrennungskraftmaschine. In der Simulation wird der Motorhochlauf von 1500 U/min bis zur Betriebsdrehzahl 5000 U/min untersucht. Die simulierte Drehzahl und das dynamische Drehmoment sind in Abb. 4 dargestellt.

Methodisches Vorgehen zur Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens eines Fahrzeugs  

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Abb. 4: Motorhochlauf von 1500 auf 5000 U/min – Drehzahl (links) und dynamischen Motormoment sowie vergrößerte Teildarstellung 10 s–10,5 s (rechts).

Das Motormoment wird über die Motorlagerung abgestützt und in erster Näherung als unmittelbare Schwingungserregung des Motorblocks angenommen. Der Motorblock selbst wird als Starrkörper abgebildet. Hierzu werden die Masse, Massenträgheiten und die Position der Anbindungspunkte verwendet. Der Zwischenrahmen wird zunächst ebenso als Starrkörper modelliert und anschließend für eine detaillierte Untersuchung durch ein modal reduziertes Zustandsraummodell ersetzt. Den Vergleich der Simulationsergebnisse zeigt Abb. 5. Zur Erzeugung des reduzierten Modells wird die CAD-Zeichnung des Zwischenrahmens in ein FE-Modell überführt, vernetzt und mit der Structure and Vibration Toolbox nach Simulink exportiert. Durch die im Vorhinein definierten Schnittstellen ist es möglich das einfache Starrkörpermodell durch das wesentlich genauere reduzierte Modell zu ersetzten, ohne das Gesamtsystemmodell anzupassen. Die Motor- und Rahmenlager werden mittels Approximation fraktionaler Ableitungen beschrieben. Als Eingangsparameter werden die statischen Steifigkeiten sowie die Verlustwinkel benötigt. Das Modell der Karosserie wird direkt aus der gemessenen Admittanz an den vier karosserieseitigen Rahmenlagerpunkten (12x12-Übertragungsfunktionsmatrix Kraft zu Beschleunigung an allen Lagerpunkten in drei Raumrichtungen) bestimmt. Die Systemidentifikation und Ableitung eines Zustandsraummodells wird ebenfalls mit der Structure and Vibration Toolbox realisiert. Abb. 5 zeigt die Übertragungsfunktion der karosserieseitigen Kraft am Rahmenlager FL (vgl. Abb. 2) zur motorseitigen Kraft am Verbrennungsmotor Ferr. Für spätere NVH-Untersuchungen und zur Auslegung von schwingungsmindernden Maßnahmen ist die in die Karosserie übertragene Kraft FL eine maßgebliche Größe. Im niedrigen Frequenzbereich ist das Übertragungsverhalten des Gesamtsystemmodells mit Starrkörpern (dunkelgrau) und mit elastischen ordnungsreduzierten Körpern (hellgrau) sehr ähnlich. Im höheren Frequenzbereich, in dem das elastische Verhalten des Zwischenrahmens bereits eine Rolle spielt, sind Unterschiede zwischen

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 Tamm C. et al.

der vereinfachten und detaillierteren Modellierung deutlich zu erkennen. Die Wirkung eines passiven Neutralisators auf das Gesamtsystem zeigt die graue Funktion. Die Grundresonanzen bleiben weiterhin unverändert. Die Neutralisatormasse beträgt in der Simulation 3 kg und der Neutralisator ist auf 41,67 Hz ausgelegt. Dies entspricht der Anregungsfrequenz der 0,5ten Ordnung des Einzylinder-Gasmotors in der Betriebsdrehzahl 5000 U/min. Die Nullstelle in der Übertragungsfunktion ist deutlich sichtbar, die Neutralisationswirkung ist zudem bereits ab ca. 20 Hz vorhanden. Eine weitere Resonanz tritt bedingt durch die Neutralisatormasse bei ca. 51 Hz auf.

Abb. 5: Übertragungsfunktion FL/Ferr (karosserieseitige Kraft am Rahmenlager zu motorseitiger Kraft am Verbrennungsmotor) – Vergleich Gesamtsystemmodell mit Starrkörpern (dunkelgrau), mit elastischen ordnungsreduzierten Körpern (hellgrau) und Wirkung eines passiven Neutralisators (grau).

Für den untersuchten Motorhochlauf (vgl. Abb. 4) ist in Abb. 6 die Neutralisationswirkung im Zeitbereich dargestellt. Im Vergleich zum Ausgangssystem kommt es mit Neutralisator während des Hochlaufs (5s–7s) zu einer Vergrößerung der Kraftamplituden. Im weiteren Verlauf und insbesondere im Betriebspunkt werden die eingeleiteten Kräfte reduziert. Um die in die Karosserie eingeleiteten Kräfte, insbesondere im Drehzahlbereich zwischen 2800 und 5000 U/min weiter zu reduzieren, wurde die Wirksamkeit eines adaptiven Neutralisators untersucht. Die Ergebnisse im Zeitbereich sind in Abb. 7 dargestellt. Hierbei bleibt die Neutralisatormasse unverändert und die Neutralisationsfrequenz wird mithilfe einer Steifigkeitsverstellung der Anregungsfrequenz nachgeführt. Die Drehzahl des Motors dient dabei als Stellgröße. Im Vergleich zu Abb. 6 ist in Abb. 7 ab der wirksamen Drehzahl von 2800 U/min ein zusätzlicher schwingungsmindernder Effekt zu erkennen. Werden zur weiteren

Methodisches Vorgehen zur Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens eines Fahrzeugs  

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Effizienzsteigerung wechselnde Betriebsdrehzahlen gefordert, können sich durch die Verwendung eines verstellbaren Neutralisators ebenfalls Vorteile ergeben.

Abb. 6: Vergleich der Motor-induzierten Kräfte am Rahmenlager (karosserieseitig) aufgrund von generisch erzeugten Anregungskräften ohne und mit Neutralisator.

Abb. 7: Vergleich der Motor-induzierten Kräfte am Rahmenlager (karosserieseitig) aufgrund von generisch erzeugten Anregungskräften ohne und mit adaptivem Neutralisator.

4 Zusammenfassung und Ausblick In diesem Beitrag wurde das methodische Vorgehen zur Auslegung des vibro-akustischen Verhaltens eines Fahrzeugs untersucht. Dabei wurde eine systematische

106 

 Tamm C. et al.

Methodik zur Modellbildung und zur Simulation aktiver Systeme vorgestellt. Die Methodik beinhaltet einen hierarchischen und modularen Aufbau der Systemkomponenten. In der Konzeptphase können verschiedene Maßnahmen zur Auslegung des vibro-akustischen Systemverhaltens analysiert werden, in der Umsetzungsphase detaillierte Gesamtsystemmodelle aufgebaut werden. Die Systemkomponenten Anregung, mechanisches System, Aktoren, Sensoren und Regelung werden in einer ganzheitlichen Simulation betrachtet. Somit können aktive Systeme zur Schwingungsminderung schnell und effizient ausgelegt werden. Die Modellierungsstrategie ist sehr flexibel und kann für verschiedene Anwendungsfälle eingesetzt werden. Es wurden drei Toolboxen entwickelt, die eine einfache Integration in bereits bestehende Entwicklungsumgebungen ermöglicht. Die Toolboxen werden zudem laufend erweitert und die neusten Erkenntnisse aus aktuellen Forschungsvorhaben berücksichtigt. An einem realitätsnahen Anwendungsbeispiel wurde die Auslegung einer passiven und einer aktiven Maßnahme zur Reduktion von Verbrennungsmotor-induzierten Schwingungen demonstriert. Die Teilmodelle wurden aus Messdaten, analytischen Beschreibungen oder reduzierten FE-Modellen gebildet und Gesamtsystemsimulationen unter Variation einzelner Parameter durchgeführt. Das generelle dynamische Verhalten der vorliegenden Motorlagerung wurde analysiert und ein Neutralisator zum Einsatz in der Motorbetriebsdrehzahl wurde ausgelegt. Die Wirkweise eines (adaptiven) Neutralisators zeigte insbesondere bei dem gegebenen Motorkonzept mit konstanter Betriebsdrehzahl vielversprechende Ergebnisse.

Literaturverzeichnis [1] Herold, S., T. Jungblut, M. Kurch: A Systematic Approach to Simulate Active Mechanical Structures, NAFEMS Seminar: “Multi-Disciplinary Simulations – The Future of Virtual Product Development”, Wiesbaden, November 9–10, 2009. [2] Jungblut, T.: Ein Beitrag zur modellbasierten, hybriden Entwicklung elektromechanischer Systeme zur Schwingungsminderung. Shaker-Verlag, Aachen, 2015. [3] www.mechanical-simulation.de [4] Craig, R.R., M.C.C. Bampton: Coupling of substructures for dynamic analyses. AIAA J 6(7):1313– 1319, 1983. [5] Antoulas, A.C.: Approximation of Large-Scale Dynamical Systems (Advances in Design and Control). Society for Industrial and Applied Mathematics, Philadelphia, PA, USA, 2005. 12, 15, 66

Aktive und semi-aktive Systeme

Zellhofer M., Humer A., Dorninger A., Reininger A., Wenninger J., Reischl D.

Neuartiger Schwingförderer Zusammenfassung: Schwingfördersysteme werden in der industriellen Prozesstechnik zum Transport von Stück- und Schüttgut (Partikel, kleine Normteile, etc.) eingesetzt. Eine mögliche Funktionsweise von Schwingförderern beruht auf dem Prinzip des Mikrowurfs des zu fördernden Mediums. Dafür ist eine periodische Wurfbewegung der Fördereinrichtung nötig. Im Gegensatz zu Unwucht- oder magnetisch erregten Systemen werden im vorgeschlagenen Konzept piezoelektrische Biegewandler verwendet. Das vorgestellte Förderkonzept basiert auf einer optimierten Schwingungstrajektorie. Es ermöglicht eine leichtere Bauweise und einen Ressourcenschonenderen Betrieb im Vergleich zu bestehenden Systemen. Mit der MKS-Simulationsumgebung HOTINT wird der Schwingförderer sowie die Interaktion mit dem zu fördernden Medium simuliert. Numerische und experimentelle Ergebnisse werden abschließend diskutiert. Schlüsselwörter: Schwingförderer, Piezoelektrizität, Biegewandler

1 Einleitung Für den Transport von Partikel wird eine zweidimensionale Bewegung des Fördertisches in vertikale x(t ) und horizontale z (t ) Richtung erzeugt. Siehe auch Nendel und Risch [1]. Die einfachste Bewegung stellt dabei eine Kreis- (a = b) bzw. Ellipsenbewegung (a ≠ b) dar. Diese kann leicht durch die Überlagerung zweier harmonischer Funktionen beschrieben werden. (1) x(t ) = a sin (ωt ) (2) z (t ) = b sin(ωt + φ) Zweimalige Zeitableitung ergibt die Beschleunigungen in vertikale und horizontale Richtung. (3) x¨(t ) = −ω 2a sin(ωt ) (4) z¨(t ) = −ω 2b sin(ωt + φ)

DOI 10.1515/9783110469240-010

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 Zellhofer M. et al.

Ist die vertikale Beschleunigung größer als die Erdbeschleunigung, d. h. ω 2b > g kommt es zu einer Wurfbewegung des Fördergutes. Für den Fall ω 2b ≤ g entsteht eine Gleitbewegung des Fördergutes, wobei ein Wechsel zwischen Haft- und Gleitreibung stattfindet. Die erforderliche Bewegung des Fördertisches, der zumeist elastisch gelagert ist, kann auf unterschiedliche Weise generiert werden. Neben rotatorischen Antrieben mit Unwucht oder Exzenter kommen auch elektromagnetische und piezoelektrische Aktoren zum Einsatz. Eine gute Übersicht bieten Dieckerhoff et al. [2]. In der vorliegenden Arbeit wird ein besonders einfacher und gleichzeitig robuster Aufbau mit piezoelektrischen Biegewandlern untersucht.

2 Aufbau des Schwingförderers Der Schwingförderer besteht aus einer Grundplatte und einer dazu parallel liegenden Förderplatte, die mit der Grundplatte über zwei oder mehrere piezoelektrische Biegewandler rechtwinkelig verbunden ist. In herkömmlichen Schwingfördersystemen mit Biegefederelementen sind diese in einem Winkel β ≠ 90 ° angestellt. Abb. 1 zeigt den prinzipiellen Aufbau des Förderers. Grundplatte und Förderplatte sind als U-Profil realisiert, die durch 5 Biegewandler verbunden sind. Zur analytischen Modellierung des Systems wird ein reduziertes Modell betrachtet, das aus einem einzelnen Biegewandler besteht. Wird dieses System in Schwingung versetzt, ergibt sich eine annähernd gerade Wurfbewegung welche zur Horizontalen um den Winkel β geneigt ist. Dadurch wird eine Förderrichtung geometrisch vorgegeben. Beim vorliegenden Schwingförderer beträgt der Winkel β = 90 °. Die elliptische Förderbewegung wird durch die Ansteuerung der piezoelektrischen Biegewandler generiert. m EJ A

m/5 Gelenk mit Drehsteifigkeit K EJ A ub(t) piezoelektrische Flächenwandler

ua(t)

Abb. 1: Prinzipieller Aufbau des Förderers mit 5 Biegewandler vs. reduziertes Modell mit einem Balken.

Die Biegewandler bestehen aus einem elastischen Träger aus Aluminium und sind beidseitig mit piezokeramischen Flächenwandlern beklebt. Das Anlegen elektrischer Spannung an piezoelektrische Flächenwandler führt zu einer ebenen Verformung



Neuartiger Schwingförderer 

 111

derselben wobei die Dickenänderung hier vernachlässigt wird. Abhängig vom Abstand der Flächenwandler zur neutralen Achse des Aluminiumträgers erzeugt jeder piezoelektrische Flächenwandler ein aktorisches Moment sowie einen aktorischen Normalkraftanteil. Werden die beiden Flächenwandler mit elektrischen Spannungen gleicher Amplituden und gleichen Vorzeichens beschalten, heben sich die aktorischen Momentenanteile der Flächenwandler auf und es entsteht eine rein longitudinale Verformung. Andererseits ruft das Aufschalten zweier elektrischer Spannungen mit gleicher Amplitude jedoch entgegengesetztem Vorzeichen reine Biegung des Aktuators hervor. Zur Beschreibung der Verzerrung im Biegewandler wird die Bernoulli-Euler Hypothese hinsichtlich der Verzerrungen innerhalb des Balkenquerschnitts εxx = u0, x − zw0, xx verwendet. Als zusätzliche Vereinfachung wird die schwache piezoelektrische Kopplung angenommen, wodurch Steifigkeitseinflüsse des direkten piezoelektrischen Effekts auf die Biegewandler nicht berücksichtigt werden. Zur Theorie piezoelektrisch aktuierter Balken wird auf Krommer [3] verwiesen. Die folgenden Beziehungen gelten für einen Biegewandler als Verbundbalken mit n Schichten k

z1

n

∑ ∫

n

∑

k

z1

∫

(5) Nx = bk σxxdz = bk (Y kεxx − ekE kz )dz k

k =1

n

∑

z2

k

z1

k =1

n

∫

∑

k

z2

k

z1

∫

(6) My = bk σxxzdz = bk (Y kzεxx − ekz E kz )dz k =1

k

k =1

z2

k

z2

In Bereichen des Balkenverbundes mit piezoelektrischer Keramik ist Y k = 1/S11k und e k = dk31/S11k , während im Bereich des elastischen Trägers Y k = E Alu entspricht und der Term für den indirekten piezoelektrischen Effekt entfällt. Die Konstanten S11k und dk31 sind die Komponente der Nachgiebigkeitsmatrix in Längsrichtung und der transversal isotrope piezoelektrische Ladungskoeffizient der piezoelektrischen Keramik. ­Aufgrund des symmetrischen Aufbaues des Biegewandlers sind Normalkraft- und Biegemomentenverlauf entkoppelt. k

z1

n

∑

∫

(7) Nx = bk (Y ku0, x − eE kz )dz = (EA)eff u0, x − N k =1

n

∑

k

z2

k

z1

∫

(8) My = bk (Y kz 2w0, xx − eE kz )dz = (EJ )eff w0, xx − M k =1

k

z2

112 

 Zellhofer M. et al.

Die Terme (EA)eff bzw. (EJ )eff bezeichnen die effektive Längs- und Biegesteifigkeiten des Materialverbundes im Biegewandler. N und M sind die aktorische Normalkraft sowie das Aktormoment in Gegenwart eines elektrischen Feldes in den piezokeramischen Flächenwandlern. n

∑

n

∑

(9) N= bk ekU k,      M = bk ekU kz mk k =1

k =1

Das elektrische Feld in den Flächenwandlern kann vereinfacht durch E kz = U k /hk mit der keramischen Schichtdicke hk des Flächenwandlers angenommen werden. Die Konstante z mk = (z 1k + z 2k )/2 entspricht dabei dem mittleren Abstand der k-ten Schicht zur neutralen Faser des Biegewandlers. In diesen Herleitungen wird eine einheitliche Polarisationsrichtung der Keramiken vorausgesetzt. Allgemein ergibt sich für zeitabhängige Spannungen ua(t ) und ub(t ) an den beiden gegenüberliegenden Flächenwandlern: (10) N = be(ua(t ) + ub(t )),      M = bezm(ua(t ) − ub(t )) Zur Lösung der Balkengleichungen wird ein einzelner Balken betrachtet, wie in Abb.  1. Für die Verformung der neutralen Achse wird von kleinen Verformungen gegenüber den Abmessungen des Biegewandlers ausgegangen. Der Anteil der longitudinalen Verschiebung des Endpunktes, zufolge transversaler Auslenkung wird demnach ­vernachlässigt. Unter Vernachlässigung der Systemdynamik ergeben sich, für quasistatische Betrachtung, die longitudinale Verschiebung u0(x , t ) und die transversale Verschiebung w0(x , t ) der neutralen Achse des Biegewandlers, wobei K die Drehsteifigkeit des Gelenks zwischen Biegewandler und Förderplatte bezeichnet.

 N (t ) 1  Kx  M (t )x 2 (11) − 1 u 0 (x , t ) =  x ,       w0(x , t ) =  (EA)eff 2(EJ )eff  (EJ )eff + Kx  Durch Anlegen der zeitabhängigen Spannungen ua(t ) und ub(t ) folgt für den Endpunkt des Biegewandlers mit der Länge L: beL u0(L, t ) = (EA  (ua(t ) + ub(t ))    )eff (12) 2 bez L2  w0(L, t ) = 2(EJm)eff  (EJ )effKL+ KL − 1 (ua(t ) − ub(t ))  

In der vorliegenden Arbeit werden die zeitabhängige Spannungen ua(t ) = Uâ sin(ωt ) und ub(t ) = Ub̂ sin(ωt + φu ) als sinus-förmige Funktionen gleicher Frequenz jedoch



 113

Neuartiger Schwingförderer 

mit beliebiger Amplitude und beliebiger Phasenverschiebung zueinander realisiert. Wird der Fall mit gleicher Amplitude und einer Phasenverschiebung von φu = 90 ° betrachtet ergibt sich bei gleicher Längs- und Biegesteifigkeit des Biegewandlers eine Kreisbewegung mit dem Radius r = u0(L, t ) = w0(L, t ) des Endpunkts. Aus Gleichung (12) ist jedoch ersichtlich, dass dies im Allgemeinen nicht der Fall sein wird, vielmehr wird aufgrund unterschiedlicher Längs- und Biegesteifigkeit eine elliptische Bewegung resultieren, deren Verhältnis VHN von Haupt- zu Nebenachse bestimmt werden kann.

zmL(EA)eff (13) VHN =    2((EJ )eff + KL)

3 Ansteuerung der piezoelektrischen Biegewandler Wesentlich für die elliptische Bewegungsform der Förderplatte ist die harmonische Ansteuerung der piezoelektrischen Flächenwandler. Abb.2a zeigt die Steuerspannungen ua(t ) = Uâ sin(ωt ) und ub(t ) = Ub̂ sin(ωt + φu ) für den Fall gleicher Amplituden Uâ = Ub̂ und einer Phasenverschiebung von φu = 90 ° im komplexen Zeigerdiagramm. Ebenfalls ersichtlich sind die resultierende vertikale und horizontale Auslenkung sowie deren zeitliche Phasenverschiebung zu den Steuerspannungen. Zusätzlich zur konstruktiven Gestaltung kann die Ellipse durch eine Phasenverschiebung φu ≠ 90 ° beeinflusst werden. Zwei Grenzfälle können unmittelbar aus Gleichung (12) abgelesen werden.

Im

ua (t ) + ub (t )

u0 ( L, t ) Im

ua (t ) + ub (t ) u=90°

Re

ua (t ) − ub (t )

w0 ( L, t )

u0 ( L, t )

u=130°

ua (t ) − ub (t )

Abb. 2: Steuerspannungen mit gleichen Amplituden und Phasenverschiebung a) φu = 90 ° und b) φu = 130 °.

Re

w0 ( L, t )

114 

 Zellhofer M. et al.

Bei φu = 0 ° wird u0(L, t ) maximal wohingegen w0(L, t ) = 0 verschwindet. Somit ergibt sich rein longitudinale Verschiebung des Endpunktes. Bei φu = 180 ° ergibt sich u0(L, t ) = 0 und w0(L, t ) wird maximal. Es folgt eine rein transversale Verschiebung des Endpunktes des Biegewandlers. Diese beiden Grenzfälle können somit als entartete elliptische Bewegungen betrachtet werden, bei denen die Ellipse zu einer Geraden degeneriert. Abb. 2b zeigt die Steuerspannungen für den Fall φu ≠ 90 ° und den Einfluss auf die Verschiebungen des Endpunktes. Die Form der elliptischen Bewegung kann durch Variation der Phasenverschiebung der Steuerspannungen für ein gewünschtes Förderverhalten des Förderguts angepasst werden. Bisher wurde die Dynamik des mechanischen Systems nicht in den Überlegungen berücksichtigt. Ein ausgezeichneter Betriebspunkt des Schwingförderers stellt die Resonanzfrequenz der horizontalen Bewegung dar. In der Resonanz wird die horizontale Auslenkung um φ = 90 ° zur quasistatischen Auslenkung gedreht, wodurch vertikale und horizontale Auslenkung in Phase ihr Maximum erreichen. Die vertikale Resonanz des Systems muss dabei entsprechend weit von der horizontalen Resonanz entfernt sein. Die resultierende Bewegung ist eine schräge Wurfbewegung, wie sie von herkömmlichen Schwingförderern bekannt ist. Unter- bzw. überkritischer Betrieb erzeugt eine elliptische Bewegung deren Hauptachsenbewegung schräg zur Horizontalen verläuft. Abschließend soll noch die Umkehr der Förderrichtung durch Phasendrehung einer Steuerspannung um 180 ° Beachtung finden.

4 Laborversuch und Messergebnisse Abb. 3 zeigt den Schwingförderer im Labor. Wie in Abb. 1 ist der Förderer aus 5 Biegewandlern aufgebaut. Die Grund- sowie die Förderplatte sind durch U-Profile aus Aluminium realisiert. Die Biegewandler haben eine freie Biegelänge von L = 57 mm. Die Drehsteifigkeit K ist einem Biegegelenk entsprechend als Balkenabschnitt mit reduzierter Biegesteifigkeit (EJ )red und einer Länge von lred = 4 mm realisiert. Die Masse der Förderplatte je Biegewandler beträgt m/5 = 54, 6 g. Der Schwingförderer hat eine horizontale Resonanzfrequenz von fres = 230 Hz, die messtechnisch ermittelt wurde. Die Amplituden der Steuerspannungen betragen Uâ = Ub̂ = 240 V. Die resultierende, quasistatische horizontale Auslenkung ergibt w0(L, t ) ≈ 44 μm bei einer Frequenz von f = 0.1 Hz. In Abb. 4 ist ein Ausschnitt der Frequenzantwort des Systems dargestellt. Im Amplitudengang ist das Verhältnis von horizontaler zu vertikaler Beschleunigung dargestellt. Der Phasengang stellt die Differenz der Phasenwinkel der Beschleunigungen dar. Bei der Betriebsfrequenz f = fres = 230 Hz hat der Phasengang einen Null-durchgang. Horizontale und vertikale Beschleunigung sind somit in Phase. Die abgebildeten Beschleunigungen ergeben sich aus Messungen bei beliebig gewählten Betriebsfrequenzen. Gut zu erkennen ist die Schrägstellung der Ellipse durch Drehung der Phase für die horizontale Beschleunigung. Bei f = fres = 230 Hz degeneriert die



Neuartiger Schwingförderer 

 115

Ellipse zu einer schrägen, annähernd geraden Wurfbewegung. Bei f = 400 Hz ergibt sich wieder die Grundform der Ellipse aufgrund der Phasendrehung um weitere 90 ° für die horizontale Beschleunigung. Die Resonanzfrequenz der vertikalen Bewegung liegt bei f 2 res = 1010 Hz wodurch Phase und Amplitudengang im unteren Frequenzbereich noch annähernd konstant bleiben. Bei der ersten Resonanzfrequenz treten Beschleunigung von ah > 500 m/s2 bzw. av > 20 m/s2 in horizontaler und vertikaler Richtung auf.

Abb. 3: Realisierung des Schwingförderers im Labor.

Soll die Förderung durch einen Wechsel aus Gleit- und Haftreibung erreicht werden, muss die vertikale Beschleunigung kleiner als die Erdbeschleunigung av < 9.81 m/s2 sein. Dies kann über die Änderung der Phasendifferenz zwischen den Steuerspannungen φu > 90 ° erreicht werden. In Tab. 1 sind Fördergeschwindigkeiten für einen stirnseitig stehenden Edelstahlzylinder mit einem Durchmesser ∅zyl = 10 mm und einer Länge von Lzyl = 10 mm angeführt. Die harmonischen Steuerspannungen haben eine Amplitude von Uâ = Ub̂ = 250 V und eine Frequenz von f = 230 Hz. Abhängig von der Phasendifferenz φu zwischen den Steuerspannungen erhält man unterschiedliche Fördergeschwindigkeiten, wobei ein Maximum bei 90 ° erkennbar ist.

5 Simulationsmodell in HOTINT Zur Beschreibung des dynamischen Verhaltens des Schwingförderers und als Basis für eine weiterführende Optimierung wird ein Simulationsmodell in der Open-Source Software HOTINT [4] implementiert. Die Kernfunktionalität von HOTINT umfasst die detaillierte Abbildung komplexer Mehrkörpersysteme bestehenden aus Starrkörpern und flexiblen Komponenten in einem Simulationsmodell zur statischen, dynamischen und modalen Analyse. Jenseits des ursprünglichen Fokus auf flexible

116 

 Zellhofer M. et al.

Mehrkörpersysteme bietet HOTINT heute die Möglichkeit zur Modellierung mechatronischer Systeme, die neben den mechanischen Bestandteilen auch verschiedenste Arten von Aktuatoren, Sensoren und Regelungskomponenten umfassen. Durch die Möglichkeit zur Co-Simulation mithilfe der TCP/IP-Schnittstelle lässt sich die Funktionalität von HOTINT nahezu beliebig erweitern. HOTINT erlaubt eine effiziente Implementierung parametrierter Simulationsmodelle mithilfe einer einfachen SkriptSprache. Parametrierte Modelle ermöglichen eine Optimierung und Parameteridentifikation entweder mittels der in HOTINT verfügbaren genetischen Algorithmen oder durch Einbindung von HOTINT in das Optimierungs-Tool MagOpt [5].

|ah|/|av |

30 20 10 150

200

250

300 350 Frequenz/Hz

400

450

500

150

200

250

300 350 Frequenz/Hz

400

450

500

100 50 0

h

arg(a )−arg(av)/deg

0 100

−50 −100 100

Ellipse 240V 210Hz 90°

10

Ellipse 240V 400Hz 90°

a /m/s² v

a v /m/s²

10 0

0

−10 −200

−100

100

200

−20

0 a /m/s²

20

40

h

10 av /m/s²

20

v

−10 −40

Ellipse 240V 230Hz 90°

40 a /m/s²

0 ah /m/s²

0

Ellipse 240V 260Hz 90°

0

−20 −40

−500

0 ah/m/s²

500

−10 −150 −100 −50

0 50 ah/m/s²

100

150

Abb. 4: Frequenz- und Phasengang des Verhältnisses von vertikaler und horizontaler Beschleunigung (oben). Trajektorien der Beschleunigungen bei Steuerspannungen von Uâ = Ub̂ = 240 V und φu = 90 ° Phasenverschiebung (unten).



Neuartiger Schwingförderer 

 117

Tab. 1: Gemessene Fördergeschwindigkeiten bei harmonischen Steuerspannungen mit

Uâ = Ub̂ = 250 V und f = 230 Hz.

vFörder 0.0192 m /s 0.0296 m /s 0.059 m /s 0.0219 m /s 0.0243 m /s

φu 50 ° 70 ° 90 ° 110 ° 130 °

Beim Schwingförderer, der in der vorliegenden Arbeit untersucht wird, handelt es sich um ein flexibles Mehrkörpersystem, das in Abb. 5 dargestellt ist. Die Förderplatte ist als Starrkörper modelliert, der im HOTINT Modell durch Elemente vom Typ Rigid3DKar­ dan, d.h. als Starrkörper mit drei Kardan-Winkeln als generalisierte Koordinaten, repräsentiert wird. Da die Grundplatte als starr angenommen wird und fix mit dem Inertialsystem verbunden ist, bleibt sie im Simulationsmodell unberücksichtigt.

Abb. 5: Realisierung des Simulationsmodells des Schwingförderers in HOTINT.

Die Biegewandler werden durch finite Strukturelemente vom Typ ANCFBeamShear­ 3DLinear dargestellt. Dabei handelt es sich um zweiknotige, lineare Balkenelemente für große Deformationen, die auf der geometrisch exakten Balkentheorie nach Simo [6] basieren. Im Sinne der Absolute Nodal Coordinate Formulation (ANCF) werden neben den Knotenpositionen die Gradienten der Positionsvektoren in den Knoten zur

118 

 Zellhofer M. et al.

Interpolation der Querschnittsrotation verwendet [7]. Jeder der 5 Biegewandler ist wiederum in 5 finite Elemente diskretisiert. Die nominellen Werte der effektiven Steifigkeiten der Balkenelemente werden aus den Materialparametern und den Querschnittsabmessungen der Biegeaktuatoren bestimmt, wobei auch die Querschnittsänderung des Biegegelenks an der Anbindung zur Förderplatte berücksichtigt wird. Durch Anpassen der nominellen Steifigkeiten wurde das Simulationsmodell auf die Eigenfrequenzen der experimentellen Modalanalyse abgestimmt. Der Verbindung der Biegeaktuatoren mit der Grundplatte (Inertialsystem) und der Förderplatte wird mittels RigidJoint Elementen realisiert, die die relativen Verschiebungen und Verdrehungen der Körperpunkte der Aktuatoren und der Förderplatte zueinander sperren. Die Dämpfung des Systems wird durch Rayleigh-Dämpfung der Balkenelemente modelliert. Die Wirkung der piezoelektrischen Flächenwandler ist analog zum analytischen Modell als Paare von Kräften (ForceVector3D) und Momenten (MomentVec­ tor3D) implementiert, deren zeitlicher Verlauf vorgeschrieben wird. Im HOTINT Modell können auch die zu fördernden Partikel, deren gegenseitige Wechselwirkung und ihre Rückwirkung auf den Schwingförderer abgebildet werden. Als einfaches Beispiel zur Abschätzung der Fördergeschwindigkeit wurde ein einzelner Starrkörper auf der Förderplatte platziert. Die Interaktion von Partikel und Förderplatte wird durch ein Contact1D Element für den Normalkontakt und ein FrictionConstraint Element für den Tangentialkontakt modelliert, das sowohl Haft- als auch Gleitreibung beschreiben kann. 240V 210Hz 90° Hotint

10

v

0 -10 -20 -40

240V 400Hz 90°

20 a /m/s²

v

a /m/s²

20

Hotint

10 0 -10

-20

0 a /m/s²

20

-20 -20

40

-10

h

a /m/s²

0

v

v

a /m/s²

20

-10

240V 260Hz 90°

20

Hotint

10

-20 -400

10

h

240V 230Hz 90°

20

0 a /m/s²

Hotint

10 0 -10

-200

0 a /m/s² h

200

400

-20 -40

-20

0 a /m/s²

20

40

h

Abb. 6: Trajektorien der Beschleunigungen bei Steuerspannungen von Uâ = Ub̂ = 250 V und φu = 90 ° Phasenverschiebung in HOTINT.



Neuartiger Schwingförderer 

 119

Zur transienten Analyse wurde die implizite Trapezregel mit einer Schrittweite von 50 µs zur Zeitintegration verwendet. Abb. 6 zeigt die Verläufe der Beschleunigungen bei unterschiedlichen Frequenzen der Steuerspannungen, die qualitativ sehr gut mit den experimentell ermittelten Trajektorien (Abb. 4) übereinstimmen.

6 Zusammenfassung und Ausblick Es wurde ein Schwingförderer mit einfachem und robustem Aufbau untersucht. Im Gegensatz zur weit verbreiteten elektromagnetischen Aktorik werden hier piezoelektrische Biegewandler eingesetzt. Entscheidend ist neben der horizontalen Auslenkung durch Biegung auch die Ausnutzung der vertikalen, longitudinalen Verschiebung des Endpunktes des Biegewandlers. Durch einfaches Ansteuern der Biegewandler mit zwei zueinander phasenverschobenen Steuerspannungen werden die beiden Auslenkungen überlagert. Abhängig von einem konstruktiv bedingten Verhältnis von Längs- zu Biegesteifigkeit der Biegewandler ergibt sich eine elliptische Trajektorie. Die Resonanz des Schwingförderers in vertikaler Richtung ist wesentlich höher als die horizontale Resonanz. Wird der Förderer in letzterer betrieben ergibt sich aufgrund der Phasenverschiebung eine schräge, annähernd gerade Wurfbewegung mit Resonanzüberhöhung in den Amplituden. Es ergeben sich für Schwingfördersysteme durchaus übliche Beschleunigungen und Fördergeschwindigkeiten bei gleichzeitig wesentlich reduzierten bewegten Massen und Leichtbauweise. Weiterführende Arbeiten umfassen den genaueren Abgleich zwischen Simulation und Experiment mittels automatischer Parameteridentifikation sowie eine multikriterielle Optimierung des Schwingförderers. Außerdem wird die Interaktion mit dem Fördergut anhand des Simulationsmodells genauer untersucht. Danksagung: Die Autoren bedanken sich für die Unterstützung durch die Linz Center of Mechatronics GmbH im Rahmen des COMET-K2 Förderprogramms der Österreichischen Forschungsförderungsgesellschaft.

Literaturverzeichnis [1] Nendel, K. und T. Risch: Zweidimensionale Bewegungsformen bei Vibrationsförderern. Logistics Journal: Reviewed – ISSN 1860-7977, 1–7, 2010. [2] Dieckerhoff, M., C. Prasse und M. Hompel: Systemvergleich zwischen magnetisch erregten und piezoerregten Schwingförderern. Logistics Journal: Proceedings – ISSN 2192-9084, 1–1897, 2014. [3] Krommer, M.: On the correction oft the Bernoulli-Euler beam theory for smart piezoelectric beams. Smart Materials and Structures, 10(4):668–680, 2001. [4] Gerstmayr, J., Dorninger, A., Eder, R., Gruber, P., Reischl, D., Saxinger, M., Schörgenhumer, M., Humer, A., Nachbagauer, K., Pechstein, A.S. und Vetyukov, Y.: HOTINT – A Script Language

120 

 Zellhofer M. et al.

based Framework for the Simulation of Multibody Dynamics Systems. In: Proceedings of the ASME 2013 International Design Engineering Technical Conferences & Computers and Information in Engineering Conference (IDETC/CIE), Portland (OR), 2013. [5] Silber, S., Bramerdorfer, G., DorningeR, A., Fohler, A., Gerstmayr, J., Koppelstätter, W., Reischl, D., Weidenholzer, G., UND Weitzhofer, S.: Coupled optimization in MagOpt. Coupled optimization in MagOpt, 2015. [6] Simo, J.C.: A Finite Strain Beam Formulation. The Three-Dimensional Dynamic Problem. Part I. Computer Methods in Applied Mechanics and Engineering, 49: 55–70, 1985. [7] Nachbagauer, K., Gruber, P.G., Gerstmayr, J.: Structural and Continuum Mechanics Approaches for a 3D Shear Deformable ANCF Beam Finite Element: Application to Static and Linearized Dynamic Examples. Journal of Computational and Nonlinear Dynamics, 8(4):021004-1–0210047, 2013.

Kletz B.T., Melcher J.

Adaptronische Bestimmung von aerodynamischen Lasten an Außenspiegeln von Fahrzeugen Zusammenfassung: An vielen Fahrzeugen kommt es zu Vibrationen von Innen- und Außenspiegeln. Ursache dieser Vibrationen sind vibrierende Fahrzeugkarosserien, bei Außenspiegeln zudem auch aerodynamische Kräfte, die direkt auf das Spiegelglas wirken. Eine detaillierte Kenntnis dieser Ursachen ist für die Auslegung von Außenspiegeln sehr hilfreich. In der vorliegenden Arbeit wird ein neues Messsystem vorgestellt, mit dem die Separation von karosseriebedingten Schwingungen und aerodynamischen Anregungen möglich ist. Der Aufbau des adaptronischen Messsystems und dessen experimentelle Validierung werden in diesem Artikel detailliert vorgestellt. Es besteht aus einem aktiven Schwingungsreduktionssystem in Kombination mit einer Auswerteeinheit und mehreren Sensoren. Die adaptronische Bestimmung von aerodynamischen Kräften ist breitbandig sowohl im Zeit- als auch im Frequenzbereich möglich. Schlüsselwörter: Messsystem, aktive Schwingungsunterdrückung, Adaptronik, strukturkonformer Regler, Außenspiegel, Kfz, LKW, Motorrad, Schwingungsisolation.

1 Einleitung Das Phänomen schwingender Außenspiegel ist an einigen Fahrzeugen ganz besonders markant. Bei LKWs und Motorrädern sind sie üblich. Außenspiegelvibrationen beeinträchtigen sowohl den Komfort als auch die Funktionalität. Spiegel- und Fahrzeughersteller versuchen daher, sowohl die Spiegel als auch die Fahrzeugkarosserie so auszulegen, dass die Spiegelvibrationen deutlich abgeschwächt sind. Bekannt ist, dass Außenspiegelsysteme sowohl durch vibrierende Fahrzeugkarosserien als auch durch Windlasten, zu Schwingungen angeregt werden [1, 2]. Diese Windlasten wirkend sowohl auf das Spiegelgehäuse als auch in Form von Strömungsabrissen auf das Spiegelglas ein. Bislang ist es allerdings nicht zufriedenstellend gelungen, die Anteile, die durch die schwingende Karosserie und die, die durch die Luftlasten entstehen, zu separieren. Während die Bewegung eines Außenspiegelgehäuses relativ einfach mit einem Beschleunigungsaufnehmer zu erfassen ist, erweist sich die Messung der durch die Strömungsabrisse entstehenden Kraftwirkung als nicht trivial. Selbst aufwendige Windkanalversuche konnten hierzu bislang nicht entscheidend weiterhelfen. DOI 10.1515/9783110469240-011

122 

 Kletz B.T., Melcher J.

In der vorliegenden Arbeit wird ein neues smartes Messverfahren zur direkten Messung der auf ein Spiegelsystem einwirkenden Anregungen vorgestellt, das auf adaptronischen Technologien beruht.

2 Mechanischer Aufbau des aktiven Spiegelsystems und dessen Modell Ein typischer in Serie befindlicher Außenspiegel wurde im DLR mit einem zusätzlichen aktiven Schwindungsreduktionselement erweitert, siehe Abb. 1 (links). Als Interface zwischen Spiegelgehäuse und Spiegelglas befindet sich hier eine Doppelspiralfeder mit applizierten piezoelektrischen Flächenwandlern hinter der Spiegelfläche. Dieses aktive Federsystem befriedigt alle Schwingungsfreiheitsgrade des Außenspiegels, so dass alle Vibrationen im relevanten Frequenzbereich kontrolliert werden können. Zur Vereinfachung sind in dem entsprechenden Modell in Abb. 1 (rechts) alle Subsysteme als Ein-Freiheitsgradsysteme ausgeführt. Spiegeluntergrund: Fahrzeugkarosserie Aktives Interface: und Spiegelgehäuse Doppelspiralfeder

Spiegelfläche mit Tilger

Kraftsensor

vU

k

kU

Fae kT

d mU

mi

mp

dT

dU

mT

FS vF

Fi

v

Abb. 1: Außenspiegel mit aktivem Interface (links) und mechanisches Modell (rechts). Anregungen: Karosserieschwingung vU, aerodynamische Lasten Fae und Sekundärkraft FS. Messgrößen: Schnellen v und vF sowie Kraft Fi.

Oft bildet die Spiegelfläche eine einfache Masse (mp). Sie kann aber – gerade in Bezug auf mögliche Maßnahmen zur Schwingungsminimierung – auch mit einem zusätzlichen Tilger ausgeführt sein [3]. Ein entsprechendes mechanisches Modell ist in Abb. 1 aufgeführt. Die eingangs beschriebene auf das System wirkende karosserieseitige Fußpunktanregung (rückwirkungsfreie Vorgabe der Schnelle vU) und die durch Luftlasten direkt auf das Spiegelglas wirkende Kraft Fae sind in der Abb. 1 entsprechend gekennzeichnet. Die äußeren Anregungen (vU und Fae) werden im Folgenden mithilfe des Vektors



Adaptronische Bestimmung von aerodynamischen Lasten an Außenspiegeln 

 123

(1) XP = [Fae    vU    0]T dargestellt. Weiterhin wird durch den Aktor innerhalb des aktiven Verbindungelements die Sekundärkraft FS in das System eingeleitet. Alle äußeren und inneren Anregungen sind im Vektor X zusammengefasst: (2) X = [Fae    vU    FS ]T . Die Systemreaktionen (Schnelle der Spiegelfläche v, Interfacekraft Fi und Schnelle des Spiegelgehäuses vF) sind mit dem Vektor (3) Y = [v   Fi   vF ]T beschrieben. Die Übertragungsfunktionen, die zwischen den Anregungen und den Systemreaktionen bestehen, sind mithilfe mechanischer Impedanzen der in Abb. 1 dargestellten Bauteile angegeben. Für Massen werden diese gemäß Zm = s ⋅ m, für Steifigkeiten gemäß Zk = s−1 ⋅ k und für Dämpfungen gemäß  Zd = d bestimmt, wobei s der komplexen Kreisfrequenz entspricht. Parallel geschaltete Federn und Dämpfer lassen sich mit Impedanzen der Form  Zkd = Zk + Zd zusammenfassen. Alle Übertragungsfunktionen sind mit Indizes der Form (Eingang → Ausgang) gekennzeichnet. Die Übertragungsfunktionen, die zusammen eine Ausgangsgröße bestimmen, sind wiederum in den Übertragungsvektoren GX → v, GX → Fi und GX → vF zusammengefasst. Es gelten:

GX → v = [GFae → v     GvU → v     GFS → vv ] mit GFae → v = (−Zkd − ZkdU − ZmU )D−1, (4) GvU → v = ZkdZkdU D−1, GFS → v = (ZkdU + ZmU )D−1;

GX → Fi = [GFae → Fi     GvU → Fi     GFS → Fi ] mit GFae → Fi = (Zmi(ZkdU + ZmU ) + Zkd(ZkdU + Zmi + ZmU ))D−1, (5) GvU → Fi = ZkdZkdU (ZT + Zmp )D−1, GFS → Fi = (ZT + Zmp )(ZkdU + ZmU )D−1; GX → vF = [GFae → vF     GvU → vF     GFS → vF ] mit GFae → vF = −Zkd D−1, (6) GvU → vF = ZkdU (Zkd + ZT + Zmi + Zmp )D−1, GFS → vF = (−ZT − Zmi − Zmp )D−1.

124 

 Kletz B.T., Melcher J.

In den aufgeführten Gleichungen gilt die Substitution

D := (ZT + Zmi + Zmp )(ZkdU + ZmU ) + Zkd(ZT + ZkdU + Zmi + Zmp + ZmU ). (7) Die dynamischen Eigenschaften des Tilgers entsprechen der Impedanz ZT = ZkdT ZmT (ZkdT + ZmT )−1. Für Fälle, in denen kein Tilger oder keine anderen nachgiebigen Strukturen am Spiegelglas vorhanden sind, ist ZT = 0. Der Ausgangsvektor Y wird durch Multiplikation der zusammengefassten Übertragungsvektoren mit dem Eingangsvektor X gewonnen. Es gelten der Signalflussplan aus Abb. 2 sowie Gleichung 8.

Y = GX → Y ⋅ X . (8) Die Bestandteile des Vektor Y (Systemreaktionen) ergeben sich so gemäß 

v=

(FS + vU Zkd )ZkdU + FS ZmU − Fae(Zkd + ZkdU + ZmU )

(ZT +Zmi + Zmp )(ZkdU + ZmU ) + Zkd(ZT + ZkdU + Zmi + Zmp + ZmU )

,

(9)

(ZT + Zmp )((FS + vU Zkd )ZkdU + FS ZmU ) + Fae(Zmi(ZkdU + ZmU ) + Zkd(ZkdU + Zmi + ZmU )) (10) Fi = , (ZT + Zmi + Zmp )(ZkdU + ZmU ) + Zkd(ZT + ZkdU + Zmi + Zmp + ZmU ) −FaeZkd + vU ZkdZkdU − (FS − vU ZkdU )(ZT + Zmi + Zmp ) (11) . vF = (ZT + Zmi + Zmp )(ZkdU + ZmU ) + Zkd(ZT + ZkdU + Zmi + Zmp + ZmU )

XP

X

G G

Fae G

G

G

G

vU

Y G

G

0

G

v Fi

G

FS G

G

G

vF

FS Abb. 2: Grundsätzlicher Signalflussplan innerhalb des aktiven Außenspiegelsystems.



Adaptronische Bestimmung von aerodynamischen Lasten an Außenspiegeln 

 125

3 Messprinzip Der entscheidende Trick des neuen Messprinzips besteht darin, dass der Außenspiegel mithilfe des aktiven Interfaces in einen bestimmten Zustand überführt wird und sich dadurch am gezeigten Kraftsensor (Abb. 1) direkt die gesuchte aerodynamische Kraft Fae ergibt. Es handelt sich hierbei um den Zustand der perfekten Schwingungsreduktion, für die (12) v=0 gilt.

Sobald das aktive Interface die Kraft

FS, opt = −ZkdvF + Fi (13) generiert, ist der gewünschte Zustand der Schwingungskompensation erreicht. Es stellt sich sodann am Kraftsensor Fi die aerodynamisch wirkende Kraft Fae ein: (14) Fi = Fae. In diesem Zustand schwingt das Spiegelgehäuse mit der Schnelle

Fae − vU ZkdU . vF = − (15) ZkdmU

4 Zweikanaliger interfacekonformer Regler (IC²-Regler) Zur Einstellung der gewünschten Sekundärkraft gemäß Gleichung 13 sind grundsätzlich verschiede Regler möglich. Im Rahmen der durchgeführten Studie hat sich der IC²-Regler als besonders vielversprechend erwiesen. Hierbei handelt es sich um einen interfacekonformen Regler, der die strukturdynamisch Eigenschaften des Interfaces abbildet. IC² steht dabei für Interface Conformal Dual Channel (Control). Der Signalflussplan des mit diesem Regler (Matrix RY→A) ausgestatteten Außenspiegelsystems ist in Abb. 3 gezeigt. Darüber hinaus sind im DLR und der TU Brauschweig - IAF auch zeitvariante und adaptive Varianten dieses Reglers verfügbar. Gemäß der Abb. 3 ist das Reglerausgangssignal FS Bestandteil des Reglerausgangsvektors

126 

 Kletz B.T., Melcher J.

H XP

X

G G

Fae G vU

G

Y G

G

0

G

G

G

G

Fi

G

FS

n. a. n. a. FS

G

v

A

G

vF

R 3x3

Abb. 3: Signalflussplan des aktiven Außenspiegelsystems mit IC²-Regler.

(16) A = [0  0 FS ]T = RY → A ⋅ Y . Da nach Gleichung 12 die bestimmte Optimalkraft nur von den Eingangsgrößen vF und Fi abhängig ist, sind innerhalb der Reglermatrix RY→A einzig die Elemente R3,2 und R3,3 von null verschieden. Es gelten

R3,2 = R Fi , (17) R3,3 = −ZkdRvF . (18) Bei den in diesen Beziehungen vorkommenden Variablen RFi = RFi e −iΦ RFi und R vF = R vF e −iΦ RvF handelt es sich um komplexwertige Verstärkungsfaktoren, die – damit die Optimalkraft eingestellt wird – den Betrag von 1 mit einer Phasenlage von jeweils null annehmen sollten. Mit dem IC²-Regler ergibt sich der Ausgangsvektor des Gesamtsystems gemäß (19) Y = HXp → Y ⋅ XP = (I + GX → Y ⋅ R)−1 ⋅ GX → Y ⋅ XP , wobei I eine Einheitsmatrix ist. Die einzelnen Bestandteile des Ausgangsvektors Y nehmen so die Größen 

v=

(−1 + R vf )Zkd + vU ZkdU − Fae((−1 + R vf )Zkd + (−1 + RFi )ZkdmU )

Zkd((−1 + R vf )((Zmi + Zmp ) + ZT ) − ZkdmU ) + (−Zmi + (−1 + RFi )(Zmp + ZT ))ZkdmU

,

(20)



Adaptronische Bestimmung von aerodynamischen Lasten an Außenspiegeln 

 127

vU ZkdU (−1 + R vf )Zkd(ZT + Zmp ) + Fae(−ZmiZkdmU + Zkd((−1 + R vf )Zmi − ZkdmU )) (21) Fi = , Zkd((−1 + R vf )((Zmi + Zmp ) + ZT ) − ZkdmU ) + (−Zmi + (−1 + RFi )(Zmp + ZT ))ZkdmU Fae(Zkd + RFiZmi ) + (−vU ZkdU )(Zkd + ZT − RFi ZT + Zmi − (−1 + RFi )Zmp ) (22) vF = Zkd((−1 + R vf )((Zmi + Zmp ) + ZT ) − ZkdmU ) + (−Zmi + (−1 + RFi )(Zmp + ZT ))ZkdmU an. Im Fall optimal eingestellter Verstärkungsfaktoren (RFi=RvF=1) vereinfachen sich diese Gleichungen zu den in den Gleichungen 12, 14 und 15 angegebenen Beziehungen. Der beschriebene Regler kann also, wie insbesondere in [4] beschrieben, auch zur Schwingungsminimierung der Spiegelfläche in einem aktiven Außenspiegelsystem eingesetzt werden.

4.1 Robustheit Der IC²-Regler verwendet zwei rückgekoppelte Signale (Feedback). Aus den Gleichungen 20 bis 22 geht hervor, dass die entsprechenden Verstärkungsfaktoren RFi und RvF Bestandteile der Nenner der Übertragungsfunktionen des Systems bei geschlossenem Regelkreis sind. Demnach ist zu prüfen, ob das System für die optimalen Einstellungen stabil ist und wie robust es bei ungenau eingestellten Verstärkungsfaktoren bzw. auf Phasenverschiebungen reagiert. Zur Bestimmung der Robustheit des IC²-Reglers werden Stabilitätskarten (Abb. 4) gebraucht, aus denen direkt hervorgeht, bei welchen Kombinationen der Reglerverstärkungen das System stabil und für welche Kombinationen dieser Faktoren das System instabil werden könnte (grau markierte Bereiche). Aus den entsprechenden Darstellungen kann ebenso die Robustheit des Systems in Bezug auf Variationen der Reglerverstärkungen abgelesen werden. Berechnet wurden diese Stabilitätskarten für jeweils 250000 Kombinationen der Reglerverstärkungen |RFi| und |RvF| bzw. der Phasenverschiebungen ΦRFiund ΦRvF .  Dazu wurden die folgende Bauteilparameter angenommen: kU=k=1450 N/m, kT=800 N/m, dU=d=dT=2,1 kg/s, mU=mT=0,3 kg, mi=0,9 kg, mp=0,045 kg. Die maximal einstellbaren Beträge der Verstärkungsfaktoren (bei eingestellten Phasenlagen von jeweils ΦRFi = ΦRvF = 0) betragen RvF = 1, 05 und R Fi = 1, 16. Sie können aus Abb. 4 (links) abgelesen werden. Diese Werte entsprechen auch den Gain Margins, welche in der Regel multiplikativ angegeben werden. Bei eingestellten ­Beträgen von jeweils 1 wird mit Abb. 4 (rechts) deutlich, dass die Phasenveränderungen PMRvF = ± 0, 0213 rad  und PMR Fi = ± 0, 0696 rad betragen können, ohne dass das System instabil wird. Hierbei handelt es sich gleichzeitig um die Phase Margins, da diese in der Regel additiv angegeben werden.

128 

 Kletz B.T., Melcher J.

|RvF| instabliler Bereich

ΦRvF 0,04

instabiler Bereich

instabiler Bereich

1,0 optimale Einstellung

0,8

0,6

0,02

0,00 optimale Einstellung

0,4

-0,02 0,2

0,0 0,0

instabiler Bereich

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

|RFi|

-0,04 -0,10

-0,05

0,00

0,05

ΦRFi 0,10

Abb. 4: Stabilitätskarten des IC²-Reglers in einem System, wie es in Abb. 1 dargestellt ist. Links: Einstellbare Beträge der Verstärkungsfaktoren (bei Φ RFi = Φ RvF = 0) mit verschiedenen Reglertrajektorien, rechts: tolerierbare Phasenverschiebungen bei |RFi|=|RvF|=1.

Dem Plot aus Abb. 4 (links) kann weiterhin entnommen werden, dass die Reglerverstärkungen im Betrieb von 0 ausgehend (keine Regelung) zur optimalen Einstellung von RFi=RvF=1 verändert werden können, ohne dass das System instabil wird. Drei mögliche Reglertrajektorien sind in dieser Abbildung in mit unterbrochenen Linien dargestellt. Möglich sind allerdings auch beliebige andere Trajektorien, solange die gezeigten instabilen Bereiche nicht geschnitten werden. Zu bemerken ist, dass sich insbesondere bei Systemen ohne nachgiebigen Untergrund und ohne nachgiebige Struktur an der Spiegelfläche (Tilger) wesentlich größere Gain und Phase Margins ergeben.

4.2 Simulation In der Abb. 5 sind für unterschiedlich eingestellte Reglerverstärkungen RFi und RvF die mit dem in Abb. 1 eingezeichenten Kraftsensor messbaren Kräfte Fi, bezogen auf die eigentliche Kraftanregung Fae, dargestellt. Bei dem System aus Abb. 1 ergeben sich mit den Anregungen  vU = −s ⋅ 108,1 ⋅ 10−6 m/s und FN = 0,162 N sowie den Systemparametern, die bei der Robustheitsanalyse beschrieben sind, die in Abb. 5 (links) gezeigten Graphen. Zur Berechnung der Kraftverhältnisse, die in Abb. 5 (rechts) gezeigt sind, wird hingegen angenommen, dass das Interface auf einem unnachgiebigen Untergrund befestigt ist und dass kein Tilger bzw. kein anderes dynamisches System an der Spiegelfläche montiert ist. Die übrigen Systremparameter und die wirkenden Anregungen bleiben unverändert. In einem solchen Fall ist vU=vF.



Adaptronische Bestimmung von aerodynamischen Lasten an Außenspiegeln 

 129

Die grauen Linien verdeutlichen, dass sich die messbare Kraft Fi und die tatsächliche Anregungungskraft Fae bei inaktiver Regleung signifikannt voneinander unterscheiden. Erst bei Einstellung der optimalen Regleungverstärkungen des IC²-Reglers (RFi=RvF=1) entspricht die messbare Kraft exakt der anregenden Kraft (schwarze Linie).

Abb. 5: Kraftverhältnisse |Fi/Fae| (Simulation). Links: System gemäß Abb. 1, rechts: System mit unnachgiebigen Untergrund sowie ohne Tilger, sonst gleiche Parameter. Die dargestellte Legende gilt für beide Plots.

Bei zu groß eingestellten Regelungsverstärkungen (RFi>1 und RvF>1) entsprechen die mit dem Sensor Fi ermittelbaren Kräfte nicht mehr exakt der anregenden Kraft Fae.

5 Labortests Der messtechnische Nachweis der Wirksamkeit der Regelung wird mit dem in Abb.  6 (links) gezeigten Versuchsstand erbracht. Mittig in dem Bild angeordnet befindet sich das verwende Interface. Dieses Interface besteht aus zwei beabstandeten kreuzförmigen Blattfedern, welche die Verbindung zwischen dem sich mit der Schnelle vF bewegenden Fußpunkt (Spiegelgehäuse) und der Masse mi herstellen. Weiterhin ist in diesem Aufbau ein Tauchspulaktor, der eine Kraft FS zwischen dem Fußpunkt und der Masse mi generiert, gezeigt. Die Masse mi ist über vier steife Kraftsensoren mit der Masse mp verbunden, mit welcher die Spiegelfläche simuliert wird. An dieser Spiegelfläche sind kugelgelagerte Tauchspulaktoren (mit verschwindenden Steifigkeiten) montiert, mit denen die Kraft Fae eingeleitet wird,

130 

 Kletz B.T., Melcher J.

Abb. 6: Versuchsstand und gemessene Verhältnisse von messbarer Kraft Fi zur anregenden Kraft Fae bei inaktiver und aktiver Regelung eines Spiegelsystems.

um die Strömungsabrisse, die während der Fahr eines Fahrzeuges entstehen, zu simulieren. In diesem Aufbau werden die Interfacekraft Fi und die Auslenkung des Fußpunktes gemessen. Die hier wirkenden Anregungen entsprechen denen der Simulation vU =  vF = −s · 108,1 ⋅ 10−6 m/s und Fae = 0,162 N (jeweils als Gleitsinus zwischen null und 32 Hz). Die Kraft Fae kann hier angegeben werden, da die Ansteuerspannung und die Empfindlichkeit der Tauchspulaktoren zusammen mit dem verwendeten Verstärker bekannt sind. In diesem Fall beträgt die Ansteuerspannung 4 V (Gleitsinus von null bis 32 Hz) und die Empfindlichkeit des Tauchspulsystems Gp = 40.48 ⋅ 10−3  N /V . Die mit dem Kraftsensor ermittelte Kraft Fi ist auf die anregende Kraft Fae normiert und als Betrag in Abb. 6 (rechts) dargestellt. In dieser Abbildung finden sich die bestimmen Verhältnisse der genannten Kräfte bei ausschließlicher Kraftanregung mit Fae, bei gleichzeitiger spiegel- und fußpunktseitiger Anregung sowie bei spiegel- und fußpunktseitiger Anregung mit gleichzeitiger aktiver IC²-Regelung. Es wird deutlich, dass sich die detektierbaren Kräfte bei inaktiver Regelung jeweils deutlich von der eingeleiteten Kraft unterscheiden. Bei aktiviertem IC²-Regler wird dagegen die Erfassung der wirkenden Kraftanregung Fae direkt mit einem Kraftsensor möglich.

6 Fazit Es wurde gezeigt, dass neben der Messung der Bewegung eines Spiegelgehäuses die direkte Messung spiegelseitiger Kraftanregungen (Strömungsabrisse) möglich ist,



Adaptronische Bestimmung von aerodynamischen Lasten an Außenspiegeln 

 131

ohne dass hierfür die Systemparameter des Spiegelgehäuses, der Fahrzeugkarosserie und der spiegelseitig montierten Komponenten bekannt sein müssen. Dazu ist ein ein aktives Interface mit einer geeigneten Regelung erforderlich. Hierfür wurde ein IC²Regler mit strukturkonformen Eigenschaften vorgeschlagen. Bei Verwendung eines solchen Systems sollte es während der Fahrt möglich sein, die wirkenden Anregungen direkt im Zeit- und Frequenzbereich zu messen und zu separieren. Das beschriebene Messverfahren und aktive Interfaces in Außenspiegelsystemen sind patentrechtlich durch das Deutsche Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V. (DLR) geschützt ([3, 5]).

Literaturverzeichnis [1] Kletz, B. T., Melcher, J. und Sinapius, M.: Active Vibration Isolation of Rear-View Mirrors Based on Piezoceramic „Double Spiral“ Actuators. Proceedings of ISMA2012–USD2012, Löwen, Belgien, 2012. [2] HUCHO, W-H.: Aerodynamik der stumpfen Körper: Physikalische Grundlagen und Anwendungen in der Praxis. Vieweg+Teubner, Wiesbaden, 2. erw. Aufl., 2011. [3] Kletz, B. T., Melcher J. und Redlich J.: Schwingungsfreie Lagerung eines Objekts an einer Struktur, deutsches Patent DE 10 2011 000 656.7-13, Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V., Köln, 2011. [4] Kletz, B. T. und Melcher J.: Dual Feedback Control for Vibration Isolation Systems Dealing with Multiple Excitations. Proceedings of ICSV22, Florenz, Italien, 2015. [5] Melcher J. und Kletz, B. T.: Verfahren zum separierten Erfassen von Störgrößen, zur Patentanmeldung eingereicht, DE 10 2016 103 579.3, Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V., Köln, 2016.

Jackel M., Kloepfer J., Matthias M.

Hybrider magnetorheologischer Dämpfer Zusammenfassung: Im Rahmen der “Fraunhofer Systemforschung Elektromobilität – FSEM II“ wurde eine luftgekühlte elektrifizierte Achse aufgebaut. Sie besteht aus einem luftgekühlten Radnabenmotor, einem luftgekühltem Umrichter und einem kühlluftoptimierten Rad. Außerdem wurde zur Minimierung des Einflusses der nun erhöhten reifengefederten Masse ein adaptiver Stoßdämpfer auf Basis einer magnetorheologischen Flüssigkeit (MRF) entwickelt. Seit einigen Jahren werden MRFDämpfer in verschiedenen Fahrzeugklassen als Sonderausstattung angeboten. Bei ihnen kann über die Stärke eines Magnetfelds, das von einer Spule erzeugt wird, die Dämpferhärte variiert werden. Für den Einsatz in einem elektrisch angetriebenen Fahrzeug wurde am Fraunhofer LBF ein besonders energieeffizienter MRF-Dämpfer entwickelt. Dazu werden in dem Fluidspalt zwei Magnetkreise überlagert, die sich entweder verstärken oder abschwächen können. Ein Magnetfeld wird von einer Spule generiert und das zweite von einem in seiner Position verschiebbaren Permanentmagneten. Hierbei ist der große Vorteil, dass nur für das Verschieben das Permanentmagneten Energie benötigt wird und nicht für die Erzeugung des Magnetfelds. In der Anwendung im Fahrzeug können so notwendige langsame Anpassungen der Dämpferhärte durch Verstellung des Permanentmagneten mit schnellen Anpassungen durch Änderung des Spulenstroms überlagert werden. Neben dem Prinzip und Design des Dämpfers werden auch Ergebnisse von Tests auf einem Versuchsstand dargestellt. Schlüsselwörter: Fahrwerk, Dämpfer, Elektromobilität, Radnabenmotor, magnetorheologisch, Permanentmagnet

1 Einleitung Fahrzeuge mit innovativen elektrischen Antrieben gewinnen mehr und mehr an Bedeutung. Im Rahmen der „Fraunhofer Systemforschung Elektromobilität 2 – FSEM II“ [1] wurde eine vollständig luftgekühlte Antriebsachse mit einem Radnabenmotor entwickelt. Mit der Integration dieser Motoren geht eine Erhöhung der reifengefederten Massen einher. Diese geänderten Randbedingungen verschärfen den Zielkonflikt zwischen Fahrsicherheit und Fahrkomfort. Darüber hinaus erhöhen sich die in das Fahrwerk eingeleiteten vertikalen Kräfte [2]. Herkömmliche passive Fahrwerksdämpfer erfordern bei der Auslegung einen Kompromiss zwischen Sicherheit und Komfort. Eine Lösung um diesen Zielkonflikt zu entschärfen sind adaptive Dämpfersysteme [3], die sich an die aktuell vorherrschende Fahrsituation anpassen. Daraus resultieren geringere dynamische Fahrwerkslasten DOI 10.1515/9783110469240-012



Hybrider magnetorheologischer Dämpfer 

 133

und ein verbesserter Komfort für Fahrer und Passagiere. Adaptive Dämpfer auf Basis magnetorheologischer Flüssigkeiten finden sich aktuell in der oberen Mittelklasse und im Sportwagensegment als Sonderausstattung. Bei diesen Dämpfern lässt sich die Dämpferkraft innerhalb von Millisekunden an die aktuelle Fahrsituation anpassen. Für den Einsatz in elektrisch angetriebenen Fahrzeugen ist es sinnvoll deren Energieverbrauch zu reduzieren.

2 Prinzip des Dämpfers Das Fraunhofer LBF folgt einem neuen Ansatz: die Entwicklung eines semiaktiven hybriden magnetorheologischen Dämpfers mit einer besonders energieeffizienten Magnetfeldführung. Zielanwendung ist die vordere Aufhängung eines Artega GT mit integrierten Radnabenmotoren (siehe Abb. 1). Durch die Radnabenmotoren werden die reifengefederten Massen um ca. 25 kg pro Rad erhöht.

Abb. 1: Zielanwendung Artega GT mit Radnabenmotoren an der Vorderachse.

Magnetorheologische Flüssigkeiten (MRF) sind Suspensionen aus einer Trägerflüssigkeit und ferromagnetischen Partikeln. Unter Einfluss eines Magnetfeldes bilden sich Festkörperbrücken, die zu einer Erhöhung der übertragbaren Schubspannung führen. Magnetorheologische Dämpfer nutzen diesen Effekt um die Dämpferhärte in einem Fahrzeug anzupassen: je stärker das Magnetfeld desto höher die Dämpfungskraft. Die Besonderheit des am Fraunhofer LBF entwickelten Dämpfers ist dessen Magnetfeldführung. Ein von einer Magnetspule erzeugtes Magnetfeld wird mit dem eines verschiebbaren Permanentmagneten überlagert. Beide Felder können sich verstärken oder abschwächen. Das von dem Permanentmagneten erzeugte Feld lässt sich über dessen Position variieren. Hierbei ist der große Vorteil, dass nur für das Verschieben

134 

 Jackel M., Kloepfer J., Matthias M.

Energie benötigt wird und nicht für die Erzeugung des Magnetfelds. In der Anwendung im Fahrzeug können so notwendige langsame Anpassungen der Dämpferhärte (z.B. aufgrund von Beladung) durch Verstellung des Permanentmagneten mit schnellen Anpassungen (z.B. bei einem Ausweichmanöver) durch Änderung des Spulenstroms überlagert werden. In Abb. 2 ist das Grundprinzip des Dämpfers dargestellt. Die schematische Skizze zeigt einen Schnittansicht des Dämpferkolbens und das Dämpferrohrs. In der Mitte des Kolbens ist ein Permanentmagnet angeordnet, der entlang der Dämpferachse verschoben werden kann. Weiter außen ist die Spule mit dem Magnetfeld Führung angeordnet. In dem Fluidspalt werden die erzeugten Magnetkreise überlagert. In Abhängigkeit von der Position des Permanentmagneten ist dessen im Fluidspalt erzeugtes Magnetfeld stärker oder schwächer.

N

N

S

N

S

S

ferromagnetic

coil

permanentmagnet

paramagnetic

mr fluid

magnetic circuit

Abb. 2: Prinzip des hybriden magnetorheologischen Dämpfers.

3 Magnetfeldsimulation und Design Im nächsten Schritt wurden statische 2D-achsensymmetrische Magnetfeldsimulationen durchgeführt. Für die Feldführung kommt ein kohlenstoffarmer Stahl zum Einsatz und Neodym-Eisen-Bor für den Permanentmagneten. Derzeit gibt es keine Alternative zu diesen Seltene-Erden-Magnete um ein starkes Magnetfeld bei möglichst kleinem Volumen zu erzeugen [4]. Die zum Einsatz kommende magnetorheologische Flüssigkeit ist eine Suspension aus ca. 30 Volumenprozent ferromagnetischer Partikel und Mineralöl. Ziel der Simulation ist die Untersuchung der Überlagerung der Magnetkreise, die durch Magnetspule und Permanentmagnet erzeugt werden.



Hybrider magnetorheologischer Dämpfer 

 135

Abb. 3: Magnetfeldsimulation mit „deaktiviertem“ Permanentmagneten und einem Spulenstrom von 0 A (links) und 1 A (rechts).

Die Simulationen mit „deaktiviertem“ Permanentmagneten (siehe Abb. 3) zeigen, dass es in dieser Position durch den Permanentmagnet ohne zusätzlichen Spulenstrom im Fluidspalt kein Magnetfeld generiert wird (siehe Abb. 3 links). Mit einem Spulenstrom von 1 A ist es möglich, einen magnetischen Fluss von 0,3 T in dem Fluidspalt zu erzeugen (siehe Abb. 3 rechts).

Abb. 4: Magnetfeldsimulation mit teilweise aktiviert Permanentmagneten und einem Spulenstrom von ˗0,3 A (links), 0 A (Mitte) und 0,3 A (rechts). Legende siehe Abb. 3.

136 

 Jackel M., Kloepfer J., Matthias M.

In Abb. 4 (mitte) mit dem Permanentmagneten in der Mittelstellung und ohne Spulenstrom teilt sich das Magnetfeld zwischen zwei Pfaden auf: ein Teil des Feldes läuft über den Fluidspalt und der andere Teil läuft über einen Nebenschluss. Im Fluidspalt wird ein magnetischer Fluss von 0,2 T erzeugt. Mit einem Spulenstrom von ˗0,3 A ist es möglich, das Feld in dem Spalt fast auf 0 T abzuschwächen (Abb. 4, links). Mit 0,3 A ist es möglich, es auf 0,4 T zu verstärken (Abb. 4, rechts).

Abb. 5: Magnetfeldsimulation sind mit Permanentmagneten und einem Spulenstrom von 0 A (links) und 1 A (rechts).

In Abb. 5 sind die Simulationsergebnisse für einen vollständig „aktivierten“ Permanentmagnet dargestellt. Ohne Spulenstrom führt dies zu einem magnetischen Fluss von etwa 0,3 T (siehe Abb. 5, links). Ein Spulenstrom von 1 A resultiert in einer magnetischen Flussdichte von ca. 0 T im Fluidspalt.

Abb. 6: Design-Entwurf des Dämpferkolbens und Bild des aufgebauten Funktionsmusters.



Hybrider magnetorheologischer Dämpfer 

 137

Die Simulationsergebnisse zeigen, dass es möglich ist, einen magnetischen Fluss zwischen 0 und 0,3 T in den Fluidspalt zu erreichen. Dieses Feld wird entweder durch den Permanentmagneten, die Magnetspule oder einer Kombination von beiden generiert. Die gewünschte maximale Dämpfungskraft für die vordere Aufhängung des Artega GT beträgt etwa 2,5 kN bei 0,5 m/s. Mit den Ergebnissen der Magnetfeldsimulation führt dies zu einem berechneten Innendurchmesser des Kolbens von 47 mm. Dies ist mehr als originale Stoßdämpfer, jedoch ist ausreichend Bauraum für die Integration eines größeren Stoßdämpfers vorhanden. Die 3D-Ansicht und die Schnittansicht in Abb. 6 links zeigen einen ersten DesignEntwurf des hybrid magnetorheologischen Dämpferkolbens. Für erste Tests ist ein Dämpfer auf der Grundlage dieses Entwurfs aufgebaut worden (siehe Abb. 6 rechts).

4 Testergebnisse Nach Aufbau des Dämpfers wurden Versuche auf einer Zug-Druck-Prüfmaschine durchgeführt. Die Ergebnisse sind in Abb. 7 dargestellt: aus den links dargestellten Messergebnissen wird deutlich, dass eine Erhöhung der Dämpferkraft entweder über den Permanentmagneten (PM=on & I=0A) oder die Magnetspule (PM=off & I=0,4A) erreicht werden kann. Weiterhin kann das niedrige Dämpfungsniveau mit deaktiviertem Permanentmagneten und ohne Spulenstrom (PM=off & I=0A) auch mit aktiviertem Permanentmagneten und eingeschaltetem Spulenstrom (PM=on & I=˗0,3A) erreicht werden.

Abb. 7: Versuchsergebnisse Funktionsmuster.

Abb. 7 rechts zeigt den Einfluss der Permanentmagnetverstellung auf den Kraft-WegVerlauf des Dämpfers. Die Verstellung erfolgte in 0,2 mm Schritten. Die Versuchsergebnisse bestätigen die Funktionsfähigkeit des neuen Dämpferkonzepts.

138 

 Jackel M., Kloepfer J., Matthias M.

Abb. 8: Hybrider magnetorheologischer Dämpfer und Viertelfahrzeugdemonstrator (© Raapke, Fraunhofer).

Im Anschluss wurde die Konstruktion des semiaktiven Dämpfers an den Bauraum der Zielanwendung angepasst. Zur Abstimmung der notwendigen Dämpferkräfte und damit der magnetischen Flussdichte wurden weitere Magnetfeldsimulationen durchgeführt. Hierbei konnten aus den Versuchen mit dem Funktionsmuster des Dämpfers, Optimierungen am Magnetfelddesign und allgemein an der konstruktiven Umsetzung abgeleitet werden. Abb. 8 (links) zeigt den fertig aufgebauten Dämpfer. Im Weiteren wurde ein Viertelfahrzeug-Demonstrator (siehe Abb. 8 rechts) entwickelt, mit dem nun die Funktion des hybriden magnetorheologischen Dämpfers demonstriert und verschiedene Regelstrategien verglichen werden können.

5 Zusammenfassung Im Rahmen des Projektes “Fraunhofer Systemforschung Elektromobilität – FSEM II“ wurde ein adaptiver Fahrwerksdämpfer auf Basis einer magnetorheologischen Flüssigkeit (MRF) entwickelt. Er dient zur Minimierung des Einflusses der durch den Radnabenmotor erhöhten reifengefederten Masse. Da für den Einsatz in Elektrofahrzeugen der Energiebedarf eine große Rolle spielt, wurde eine energieeffizientes Magnetkreisdesign entwickelt bei dem ein über einen beweglichen Permanentmagneten einstellbares Magnetfeld mit einem von einer Magnetspule erzeugten Feld superponiert wird. In der Anwendung im Fahrzeug können so notwendige langsame Anpassungen der Dämpferhärte durch Verstellung s Permanentmagneten mit schnellen Anpassungen durch Änderung des Spulenstroms überlagert werden. Testergebnisse bestätigen das Prinzip des hybriden magnetorheologischen Dämpfers.



Hybrider magnetorheologischer Dämpfer 

 139

Literaturverzeichnis [1] Fraunhofer Systemforschung Elektromobilität – FSEM II: http://www.elektromobilitaet. fraunhofer.de/en/. [2] J. Käsgen, R. Heim; Product development & testing requirements for electric wheel hub motors; 2011, 10. Internationales CTI-Symposium - Innovative Fahrzeug-Getriebe, Berlin. [3] B. Heißing, M. Ersoy, S. Gies; Fahrwerkhandbuch; S. 657; erw. und aktual. Aufl., 2007. [4] M. D. Kuz'min, K. P. Skokov, H. Jian, I. Radulov, O. Gutfleisch; Towards high-performance permanent magnets without rare earths; 2014 J. Phys.: Condens. Matter 26 064205.

Haase T., Unruh O., Algermissen S., Pohl M., Monner H.P.

Entwicklung eines aktiven Lärm- und Vibrationsreduktionssystems für einen Rumpfabschnitt einer Dornier 728

Zusammenfassung: Die Erforschung aktiver Lärm- und Vibrationsreduktionssysteme ist seit mehreren Jahrzehnten Gegenstand zahlreicher Studien. Aktive Systeme bieten einen leichtbaukonformen Ansatz zur Lärm- und Vibrationsreduktion, z.B. für Flugzeugstrukturen und erlauben multifunktionale Konzepte. Bisherige Forschungsarbeiten haben die Effektivität an Balken- oder Plattenstrukturen gezeigt, indem z.B. die Aktuatoren und Sensoren aktiver Systeme optimiert wurden. Die Störanregungen der untersuchten Strukturen reichen von Punktkraft- bis zu turbulenten Grenzschichtanregungen, jedoch sind komplexe Anregungen in der Regel nur an Plattenstrukturen untersucht worden. In der hier gezeigten Studie soll die Entwicklung eines aktiven Lärm- und Vibrationsreduktionssystems an einem Rumpfsegment einer Dornier 728 vorgestellt werden. Dabei wurde mit Hilfe eines Lautsprecherarrays eine komplexe Druckanregung eines gegenläufigen, offenen Rotors auf den Rumpf aufgeprägt. Die resultierenden Vibrationen des Rumpfes erzeugen Lärm im Innenraum. Die Studie beschäftigt sich insbesondere mit der Optimierung der Sensorik und Aktuatorik des aktiven Vibrationsreduktionssystems und soll aufzeigen, welches Potential eine Optimierung unter den beschriebenen Bedingungen bietet. Durch die Optimierung der Sensorik mit einem experimentell identifizierten Modell konnte, im Vergleich zur konventionell platzierten Sensorik, eine Erhöhung der Schallleistungsreduktion durch die aktive Steuerung von mehr als 5 dB gemessen werden. Schlüsselwörter: Lärmreduktion, Optimierung, Vibrationsreduktion

1 Einleitung Die Luftfahrtindustrie hat sich mit den Programmen Horizon2020 und Flightpath2050 ambitionierte Ziele zur CO2/NOx Reduktion gesetzt, welche auch durch die Europäische Union gefordert werden. Zur Zielerreichung wird der Fokus mehr und mehr auf den Leichtbau mit Faserverbundstrukturen gelegt. Auch die Rumpfstruktur wird zunehmend mehr aus kohlefaserverstärkten Kunststoff (CFK) gebaut, um die geringe Dichte und hohe Steifigkeit des Werkstoffes auch hier nutzbar zu machen. Für den akustischen Kabinenkomfort stellt CFK eine Herausforderung dar, weil CFK insbesondere im tieffrequenten Bereich ( Af als konstant angenommen. Die verwendeten Parameter sind in Tab. 1 aufgeführt.

266 

 Nissle S., Hübler M., Gurka M.

4 Abgleich der Simulation

0,31

0,31

0,30

0,30

Widerstand [Ω]

Widerstand [Ω]

Abb. 6 zeigt den Vergleich zwischen Versuchs- und Simulationsergebnissen für das Widerstandsverhalten in Abhängigkeit von Drahttemperatur und Lastniveau. Es wird deutlich, dass für mittlere Steifigkeiten (35,2 und 81,2 N/mm) eine sehr gute Übereinstimmung zwischen Versuch und Modell besteht. Für die geringe Steifigkeit (8,2 N/ mm) sind die Widerstandswerte der Simulation im martensitischen Bereich zu leicht geringeren Werten verschoben. Zudem ist der Umwandlungsbereich der Simulation im Vergleich zu den Versuchsergebnissen aufgeweitet. Für die hohe Steifigkeit (181,9 N/mm) ist die Kurve im martensitischen Bereich zu leicht höheren Werten verschoben. Zudem ist der Umwandlungsbereich für die Simulation zu höheren Temperaturen verschoben. Diese Verschiebungen könnten mit der Bestimmung von As und Af aus den Versuchsergebnissen zusammenhängen. Im austenitischen Bereich hingegen stimmen alle Simulations- mit den Versuchsergebnissen sehr gut überein. Der Vergleich zwischen Versuchsergebnissen und Simulation für verschiedene Steifigkeiten macht deutlich, dass das gewählte Modell mit den getroffenen Annahmen sehr gut in der Lage ist, das Widerstandsverhalten von FGL in Abhängigkeit von der Temperatur zu beschreiben. Zudem verdeutlichen die Ergebnisse, dass lediglich die Parameter Af und Δl von der gegen das FGL-Material arbeitenden Steifigkeit beeinflusst werden.

0,29 0,28 0,27 0,26 0,25 0

100 Temperatur [°C]

150

200

0,27 0,26 0,24

b)

0,31

0,31

0,30

0,30

Widerstand [Ω]

Widerstand [Ω]

50

0,29 0,28 0,27 0,26 0,25

0

50

100 Temperatur [°C]

150

200

0

50

100 Temperatur [°C]

150

200

0,29 0,28 0,27 0,26

0,25

0,24

0,24

0

c)

0,28

0,25

0,24

a)

0,29

50

100 Temperatur [°C]

150

200

d)

Abb. 6: Abgleich zwischen Versuchs- und Simulationsdaten des Widerstandsverhaltens über der Temperatur.



Modellierung des elektrischen Widerstands von Formgedächtnislegierungen 

 267

5 Zusammenfassung In dieser Veröffentlichung wurde eine anwendungsnahe Untersuchung des Aktorikverhaltens einer Zwei-Weg-Effekt Formgedächtnislegierung (SmartFlex®) gezeigt. Die Charakterisierung war dabei am Anwendungsfall einer direkten Integration von FGLDrähten in FKV-Komponenten orientiert. Anschließend wurden relevante Parameter für die Simulation des elektrischen Widerstands dieser FGL-Drähte aus den Versuchsdaten abgeleitet. Mittels einiger Annahmen war es möglich ein Model des Widerstands in Scilab/Xcos aufzubauen. Der Vergleich zwischen Versuchsergebnissen und Simulationsdaten zeigte für verschiedene Lastfälle eine gute Übereinstimmung. Die anwendungsnahe Charakterisierung der Lastfälle wurde in den Versuchen durch den Einsatz von Federn mit verschiedenen Steifigkeiten realisiert. Diese Ergebnisse verdeutlichen, dass ein Regelungskonzept für aktive FKVFGL-Hybridverbunde auf Basis der Änderung des elektrischen Widerstands von FGL währende der Phasenumwandlung und der damit einhergehenden Kontraktion möglich ist. Dieses sogenannte Self-Sensing hat den großen Vorteil, dass für die Regelung des Aktuierungsverhaltens von FGL-Material keine externen Sensoren benötigt werden. Im nächsten Schritt wird auf Basis der gezeigten Ergebnisse ein Regelungskonzept für aktive FKV-FGL-Hybridverbunde entwickelt. Zudem wird das Modell erweitert, sodass auch das Abkühlen des FGL-Materials abgebildet werden kann. Danksagung: Die Autoren danken dem Land Rheinland-Pfalz für die Förderung des Landesforschungszentrums Optik und Materialwissenschaft (OPTIMAS).

Literaturverzeichnis [1] Janocha, H.: Adaptronics und Smart Structures. Springer, New York, 2007. [2] Marsh G.: Airbus takes on Boeing with composite A350 XWB. Materials today, 5. Januar 2008, http://www.materialstoday.com/composite-applications/features/airbus-takes-on-boeingwith-composite-a350-xwb/, (1. Februar 2016). [3] Balta, J. A., Michaud, V. und Månson, J.-A.: Adaptive Composite Materials Processing. In Proceedings ECCM 10, Brugge Belgium, 2010. [4] Daghia, F., Inman, D. J., Ubertini, F. und Viola, E.: Shape Memory Alloy Hybrid Composite Plates for Shape and Stiffness Control. Journal of Intelligent Material Systems and Structures 19(5):609–619, 2007. [5] Kirkby, E. L., O’Keane, J., Oliveira, R. de, Michaud, V. J. und Månson, J.-A.: Tailored processing of epoxy with embedded shape memory alloy wires. Smart Mater. Struct 18(9):95043, 2009. [6] Parthenios, J., Psarras, G.C. und Galiotis, C.: Adaptive composites incorporating shape memory alloy wires. Part 2: development of internal recovery stresses as a function of activation temperature. Composites Part A: Applied Science and Manufacturing 32(12):1735–1747, 2001.

268 

 Nissle S., Hübler M., Gurka M.

[7] Turner, T. L., Lach, C. L. und Cano, R. J.: Fabrication and characterization of SMA hybrid composites. In Proceedings SPIE Symposium on Smart Structures and Materials 2001, 2001. [8] Wang, Y., Zhou, L., Wang, Z., Huang, H. und Ye, L.: Analysis of internal stresses induced by strain recovery in a single SMA fiber–matrix composite. Composites Part B 42(5):1135–1143, 2011. [9] Hübler, M., Nissle, S., Gurka, M. und Breuer, U. P.: Aerodynamical Applications of SMA FRP Structures – An Active Profile: From Idea to Real Hardware. In Proceedings ASME 2015 Conference on Smart Materials, Adaptive Structures and Intelligent Systems 2015, ASME Colorado Springs, 2015. [10] Boersch, J.: Temperature Compensation for Strain Gauges: Theory and Practical Implementation. HBM Test and Measurement, http://www.hbm.com/en/3977/tips-and-tricks-temperaturecompensation-for-strain-gauges/ (4. Februar 2016). [11] Schiedeck, F: Entwicklung eines Modells für Formgedächtnisaktoren im geregelten dynamischen Betrieb. Doktorarbeit, PZH Produktionstechnisches Zentrum GmbH, Garbsen, 2009. [12] Meier, H., Czechowicz, A., Haberland, C. und Langbein, S.: Smart Control Systems for Smart Materials. Journal of Materials Engineering and Performance 20:559–563, 2011. [13] Furst, S.J. und Seelecke, S.: Modeling and experimental characterization of the stress, strain and resistance of shape memory alloy actuator wires with controlled power input. Journal of Intelligent Material Systems and Structures 23(11):1233–1247, 2012. [14] Zhang, J-J., Yin, Y-H. und Zhu, J-Y.: Electrical Resistivity-Based Study of Self-Sensing Properties for Shape Memory Alloy-Actuated Artificial Muscle. Sensors 13:12958–12974, 2013. [15] Novák, V., Sittner, P., Dayananda, G.N., Braz-Fernandes, F.M. und Mahesh, K.K.: Electric resistance variation of NiTi shape memory alloy wires in thermomechanical tests: Experiments and simulation. Materials Science and Engineering A 481–482:127–133, 2008. [16] Pagel, K. und Bucht, A.: Numerische Simulation des Aktivierungsverhaltens von thermischen Formgedächtnislegierungen. Model Based Design Forum, Darmstadt, 2009.

Mallapur S., Platz R.

Description and evaluation of uncertainty in the early development phase of a beam-column system subjected to passive and active buckling control Abstract: A beam-column is an important member of the light weight load-bearing structures and its critical buckling load is an important design constraint. The resistance to the buckling is an important dynamic requirement that needs to be fulfilled during the usage phase of the load-bearing structure. The main goal of this contribution is to present two different approaches that could be utilized to increase the stability of the beam-column, thereby increasing the resistance to the buckling phenomenon. The first and passive approach is to modify the geometrical and material properties of the beam-column in order to increase the value of the first critical buckling load. In this approach no external lateral controlled force is utilized to stabilize the beam-column. In the second and active approach, active stabilization method could be utilized in order to increase the theoretical critical buckling load by three times as compared to the first critical buckling load. This is achieved by superimposing the minimal deflection curve caused by the lateral disturbance force and the bending deflection curve caused by an actively controlled lateral force. The active controlled force acts in the opposite direction of the lateral disturbance force. The resultant superimposed deflection curve is similar to the second bending deflection mode. In the end, a simple analysis based on stochastic measures is carried out on the uncertain critical buckling loads that are obtained from the passive and the active approaches. The stochastically varying parameters are the length and the thickness of the beam-column. Keywords: Buckling, active stabilization, bending deflection curve

1 Introduction Load-bearing systems are subjected to mechanical loads and moments under different dynamic boundary conditions. Such systems could undergo catastrophic failure due to overload or fatigue. Fatigue is a long-term failure that creeps in due to moderate loads that are applied over a long period of time. However, systems that are subjected to loads beyond the load capacity of the respective system could lead to sudden failure. For example, a simple load-bearing structure such as a slender beam-column could undergo buckling if it is axially loaded above its critical buckling load. In a truss structure, if one of the slender beam-columns buckles due to excessive loads DOI 10.1515/9783110469240-024

270 

 Mallapur S., Platz R.

then the load that is applied on the buckled beam-column gets redistributed in the truss structure, thereby increasing the risk of failure of the entire truss structure. The examination of the mathematical stability of beam-columns was first conducted for four different boundary conditions by Leonhard Euler, [1]. Changes in the geometrical and material properties of the beam-column could improve the stability by enhancing the resistance to the buckling, which is caused by critical axial loads. However, this could also lead to increase in the weight of the beam-column and the over use of resources [2]. Structures under safety consideration are usually designed with a factor of safety up to ten to counter buckling, [3]. Active stabilization control could be used as an effective alternative to increase the buckling load of the beam-­ column system. In different numerical and experimental studies, the active stabilization control method has been investigated to increase the maximum buckling load of the rectangular cross-sectional beam-column that is subjected to various boundary conditions, [4, 5]. The buckling behavior of slender beam-columns that is subjected to axial compressive and tensile loads is taken into consideration during the early development phase of load-bearing systems in this contribution. The chronological stages of the development phase are idea, definition, concept, optimization, design and experimental tests. During the early development phase of the product lifecycle of the light-weight load- bearing system, especially the definition phase, requirements are laid out that are necessary to attain the operational functionality of the load-bearing system. Typical requirements are the geometric, material and dynamic properties that are defined for the components of the load- bearing system. The critical buckling load Fcr is an important dynamic property of a load-bearing system that consists of interconnected beam-column members, see Fig. 1. The aim of this contribution is to present two different analytical approaches that could be utilized to increase the critical buckling load of the beam-column, thereby reducing the risk of failure of the load-bearing system during its usage phase. In the next section, a brief description of the load-bearing system and the critical buckling load that is associated with an Euler-Bernoulli beam-column is presented. Thereafter, passive measures such as changes in the geometrical and the material properties of the beam-column to increase the buckling load capacity are presented. Consequently, the analytical method of active stabilization control to increase the buckling load capacity without modifying the beam-column physical parameters is illustrated.

2 Resistance to buckling as a dynamic requirement of a load-bearing system Fig. 1a shows the conceptual representation of the load- bearing system that is developed and registered as a Patent DE 10 2014 106 858.A1 “Load transferring device”



Description and evaluation of uncertainty in the early development phase 

 271

under the framework of German Collaborative Research Centre SFB 805, [6]. This concept is called the modular active spring-damper system (German acronym MAFDS) and is developed after taking specific geometric, material and dynamic requirements into consideration. It is to be noted that these requirements are laid down during the definition phase of the MAFDS. The MAFDS is a light-weight load-bearing system that has similar functional capabilities as an aircraft landing gear. It is designed to transmit and distribute the time-varying forces and moments that are introduced in the structure when subjected to dynamic boundary conditions such as the sudden impact loads and the harmonic excitation loads. Dynamic requirements of load-bearing system: Fx 100% in many cases), low power consumption (order of mW at low actuation frequencies), relatively high bandwidth, high flexibility and scalability, possibility of self-sensing operations (i.e., a DE can work as an actuator and as a sensor simultaneously), and low cost. Such features make DEs suitable for the realization of a new generation of compact and energy efficient mechatronic devices. In fact, several prototypes of DE Actuators (DEA) have been presented in recent literature, including robots [2], positioning stages [3], valves [4], and tunable lenses [5]. On the other hand, a voltage of the order of kilovolts is usually necessary to achieve a significant amount of deformation. High voltage requirement, strongly nonlinear and rate-dependent behavior, and sensitivity to environmental conditions represent nowadays the main limitations of DE technology. As pointed out in several recent papers, e.g. [6, 7], a possible way to partially overcome such limitations and extend the operating range of DEAs consists of using DOI 10.1515/9783110469240-032

Self-Sensing Control of a Bi-Stable Dielectric Elastomer Actuator Operating Against a Load 

 361

robust feedback control strategies to compensate the many nonlinearities and uncertainties. In principle, it is possible to operate a DEA in closed loop without requiring additional electromechanical transducers, by exploiting the self-sensing feature of the material [8]. In fact, electrical measurements performed during the actuation allow, in principle, to reconstruct the material state of deformation. In many practical situations, such electrical measurements are embedded in the same electronic device used to drive the actuator. If this is the case, self-sensing can be implemented without introducing additional sensing hardware in the system. The resulting displacement estimation can be eventually used as a feedback signal for a control algorithm, leading to a compact device which is able to operate in closed loop without requiring additional electromechanical transducers. A self-sensing system is attractive, since it allows to reduce the size and the cost of the overall system. The investigation and the experimental validation of self-sensing based control architectures for DEAs has received only little attention in recent literature. For example, in [9] an experimental comparison of sensor-based and self-sensing based position control of DEAs is performed, showing an overall good agreement in accuracy between the two schemes. Nevertheless, in [9] the controller is designed with a heuristic approach, and the use of an accurate model for optimizing the design is not explored. Moreover, the DEA positioning system is tested without considering an external load. The presence of an external load, which represents an important component of the overall system in real life application, can lead to a decrease in closed loop performance if its effects are not properly taken into account during the actuator and controller design stages. This paper contributes in the area of self-sensing based control of DEAs. In particular, we extends the results already presented in [9] by proposing a model-based position control algorithm which allows to drive a DEA against an external load without requiring direct deformation measurements. A circular DEA combined with a bi-stable biasing spring is used as a case of study for validating the proposed method. The use of the bi-stable biasing spring allows to significantly extend the achievable deformation by one order of magnitude with respect to standard biasing elements, e.g, linear springs or masses. On the other hand, such a design solution results in an overall system which is hysteretic and unstable in open loop, making not possible to control the position proportionally in the entire operating range. In this work, we propose a feedback control method which aims at stabilizing the position of the DEA in the admissible actuation range, by ensuring robust closed loop performance with respect to both actuator nonlinearities and external load. The combination of the model-based control strategy with the self-sensing position estimation permits to implement the control algorithm in a complete sensor-free fashion. After describing the methodology, the approach is experimentally validated for different kind of load profiles. The reminder of the paper is organized as follows. Section 2 describes the DE operating principle and introduces the bi-stable circular DEA. Section 3 briefly presents

362 

 Rizzello G. et al.

the sensorless control architecture, while Section 4 shows experimental validation. Finally, Section 5 provides final remarks and possible future developments.

2 Circular DEA 2.1 DE operating principle A DE consists of a thin film of elastomer material (e.g., silicone, VHB acrylic, natural rubber) covered on both sides with compliant electrodes (e.g., carbon grease, carbon nanotubes, graphene). Since the resulting system is a compliant capacitor, the application of a voltage generates charge of opposite signs on the two electrodes. The electrostatic forces between these charges result in a membrane squeezing in the thickness direction and in a subsequent expansion of the electrodes area. Defining E as the electric field in the material and ε0 and εr as the void and DE relative permittivity respectively, the electrostatic stress which compresses the membrane in the thickness direction, often referred to as Maxwell stress, is quantitatively given by (1) σMax = −ε0εrE 2. Equation (1) quantifies the electromechanical transduction principle of DEs.

2.2 Actuator description The DEA investigated in this paper is based on the circular DE membrane shown in Fig. 1(a). The outer frame and the inner circle (in grey) represent a passive plastic frame, while the intermediate black ring represents a DE silicone membrane sandwiched between carbon-based electrodes. A biaxial pre-stretch is also applied to the membrane during its manufacturing process. In the undeflected state shown in Fig. 1(a), the outer and inner radii are equal to 11 and 6.25 mm, respectively, while the thickness of the elastomer equals 40 µm. DE membrane

yOFF v

yON v

Frame NBS (a)

(b)

LBS (c)

Fig. 1: Circular DE membrane picture (a), DEA with NBS+LBS biasing unactuated (b) and actuated (c).

0.1

0.1

0.05

0.05

Force [N]

Force [N]

Self-Sensing Control of a Bi-Stable Dielectric Elastomer Actuator Operating Against a Load 

0 -0.05 -0.1

-0.2

1

2 3 Displacement [mm]

0 -0.05 -0.1

DEA, 0 kV DEA, 2.5 kV Load

-0.15

DEA, 0 kV DEA, 2.5 kV Load

-0.15 4

 363

-0.2

1

2 3 Displacement [mm]

4

Fig. 2: DEA vs. elastic load, DEA with LBS biasing (left side) and DEA with NBS+LBS biasing (right side).

In order to use the circular DE as an actuator, an out-of-plane biasing force needs to be applied to the central circular inclusion. Several biasing solutions have been investigated in recent literature, including masses, linear, and nonlinear springs [10]. In particular, this work focuses on a DEA pre-loaded with a Linear Biasing Spring (LBS) and a Nonlinear Biasing Spring (NBS). Fig. 1(b) and Fig. 1(c) show the overall actuator system in unactuated and actuated states, respectively. As discussed in [10], the use of bi-stable biasing springs permits to significantly extend the achievable stroke and force of the actuator. Fig. 2 compares the performance of two different DEAs, namely a DEA with LBS (left side) and a DEA with NBS+LBS (right side), when operating against a linear load. The plots show the overall DEA force (DE membrane force + biasing springs force) at steady state, for minimum (0 kV, in blue) and maximum (2.5 kV, in red) applicable voltage. The characteristic of an external linear load is also plotted (in black). Since at steady state the DEA and the external load forces need to be in equilibrium, the intersections between the curves define the maximum achievable stroke and force (thick black lines). It can be observed that in case of DEA with NBS+LBS (right side) the resulting stroke is significantly larger than in case of DEA with LBS, given the same material, voltage, and external load. This increase in performance is possible due to the fact that the NBS introduces a region in which both load and DEA curves have a similar slope. Clearly, the achieved performance is significantly influenced by the shape of the load characteristics, and therefore the design of both DE membrane and biasing springs needs to be optimized for a specific loading condition. We also point out that, in general, it is possible to achieve the same performance of the NBS+LBS with a simple LBS, provided that the size of the membrane is significantly increased [11]. Therefore, the use of bi-stable biasing elements permits to exploit more efficiently the features of the DE material, allowing to achieve the same performance with a more compact device. On the other hand, the bi-stable elements result in an overall actuator which is also bi-stable, thus making not possible to achieve an open loop position regulation.

364 

 Rizzello G. et al.

The effects of bi-stability of the DEA with NBS+LBS are illustrated in Fig. 3. The figure depicts the same actuator and load previously shown in Fig. 2 (right side). It can be observed that for some intermediate voltage values, chosen in this case as 1.5, 1.6, and 1.7 kV, the load and the DEA characteristics intersect multiple times (this is not the case for the 0 and 2.5 kV curves shown in Fig. 2, in which only one intersection exists for each curve). It turns out that the two external intersections represent stable equilibria (circles), while the intermediate one is always unstable (star) [6]. Moreover, for the stable equilibria an increase in voltage results in an increase in displacement, while for the unstable one the displacement decreases for increasing voltage. It is observed that such an unstable region exists every time the overall DEA stiffness is higher than the load stiffness. Nevertheless, as demonstrated in [6], one can use feedback control strategies to cope with such instability, thus allowing to exploit the large deformation features of the DEA with NBS+LBS effectively by stabilizing the position in the entire actuation range. 0.06 0.05

Force [N]

0.04 0.03

DEA,1.5 kV DEA,1.6 kV DEA,1.7 kV Load Stable eq. Unstable eq.

Voltage Displacement

0.02 0.01 Voltage Displacement

0 -0.01 -0.02 1

Voltage Displacement

1.5

2 2.5 3 Displacement [mm]

3.5

Fig. 3: DEA with NBS+LBS biasing vs. elastic load, for some intermediate voltage values the ­displacement can either increase (black arrows) or decrease (grey arrow), resulting in stable (circles) and unstable (stars) equilibrium positions.

3 Self-Sensing based control The implementation of a stabilizing position control law requires a displacement measurements. In some applications, such measure turns out to be expensive or difficult to obtain, e.g., when the DEA interacts with an external load which limits the possibility of integrating external sensors. If this is the case, one can exploit the self-sensing feature of the material, and close the position loop with an estimation

Self-Sensing Control of a Bi-Stable Dielectric Elastomer Actuator Operating Against a Load 

 365

of the actual displacement reconstructed via electrical measurements. The resulting scheme is often referred to as “self-sensing” or “sensorless” control. F Sensorless control

y*

v

Controller

DEA

y i

Self-sensing

y Fig. 4: Block diagram representation of the sensorless control architecture.

In this work, we adopt the sensorless control architecture illustrated in Fig. 4. For the sake of brevity, only an overview of the overall scheme will be discussed here. For further details, the reader may refer to the author’s previous works [9, 12]. The DEA block, representing the DE and the biasing springs, takes the control voltage v and the load force F as inputs. The sensorless control algorithm consists of two main functional blocks, denoted as Self-sensing and Controller respectively. The Self-sensing block takes the measured voltage v and current i as inputs, and returns an estimate of the displacement y, denoted asy. The self-sensing method adopted in this work is based on an online identification algorithm which permits to estimate the DEA equivalent capacitance and resistance by means of voltage and current measurement [12]. The estimated capacitance is, in turn, related to the DE deformation. The Controller block receives the displacement y and the displacement reference y* as inputs, and generates the voltage command v which makesytrack the desired set-point y*, by compensating the actuator bi-stability and creep as well as the external load. Similarly to [6, 13], the controller is chosen in the form of a PID cascaded with a square root, since this solutions was proven to be more effective than a standard PID for DEA systems. More specifically, the input voltage is defined as (2) v = u, where u is the output of the following PID law t

d (3) u = k pe + k i edτ + kd e, dt 0

∫

while e is the tracking error, defined as (4) e = y∗ − y,

366 

 Rizzello G. et al.

and kp, ki, and kd are free design parameters. Differently from [9], in which the controller gains are designed heuristically, in this work we design the PID gains with a model-based algorithm. The methodology is based on the framework presented in [14], and allows to design the PID gains in such way the following two specifications are met: – For any given set-point y* in the actuation range, the tracking error converges to zero not slower than a desired decay rate α > 0 or, in other words, (5) ∃ M > 0 : e(t ) ≤ e(0) exp(−αt ), ∀ t ≥ 0 ; – The previous design goal is achieved by keeping the controller gains as small as possible, in order to minimize energy consumption. In [14], a design methodology ensuring these specification is developed by considering no external loads. In this work, the same procedure will be extended by taking explicitly into account the effects of the load. We recall here one of the main results of [6], namely that the DEA model presented in [15] can be reformulated as the following quasi-LPV system

 x˙ = A( y )x + Bu( y )u + BF F (6) .   y = Cx The state x and the matrices A( y ), Bu( y ) and C are defined in [6], while u is given by (2), and BF = [0 0 1/m]T, where m is the mass of the spacer connecting the DE membrane with the biasing springs. The advantage of formulation (6) is that a robust control law (e.g., PID) for such class of nonlinear systems can be systematically designed by means of efficient numerical optimization methods. The term BFF, not present in the original model formulation in [6], is included in (6) to represent the effect of the load force F which needs to be taken into account in the force equilibrium equation. We consider the load force in the following form

F = F ( y ) = −kl( y )( y − yl ), (7) where yl represents the load resting position, and kl( y ) is the load stiffness. If kl is chosen as a constant, (7) describes a linear spring. If we also assume that that range of admissible values for y is limited from below, i.e., there exist y̱ > 0 such that y ≥ y̱ (which is typically true), (7) can be equivalently expressed as (8) F ( y ) = − k ( y )y , by selecting

 y (9) k ( y ) = kl( y )1 − l .  y 

Self-Sensing Control of a Bi-Stable Dielectric Elastomer Actuator Operating Against a Load 

 367

If (8) holds true, (6) can be rewritten as follows

 x˙ = [A( y ) − BF k ( y )C ]x + Bu( y )u  (10) .  y = Cx System (10) turns out to be equivalent to a DEA model with no external force, assuming that the new state matrix [A( y )˗BFk( y )C] is used instead of A( y ). Therefore, the algorithm presented in [14] can be adopted to design a PID for (10) which ensures guaranteed performance also in presence of the external load.

4 Results 4.1 Experimental setup The sensorless position control strategy is validated with the setup shown in Fig. 5, and consisting of the DEA with NBS+LBS, a Trek 610E voltage amplifier used to apply a voltage to the membrane, a custom built current sensing circuit used to measure the current delivered to the DEA, a Zaber T-NA08A25 linear actuator used to modify the position of both LBS and NBS with respect to the DEA (Lin. Act. 1), a Zaber LA-28A linear actuator used to modify the relative position between the two biasing springs (Lin. Act. 2), an Aerotech ANT 25-LA linear actuator (Lin. Act. 3) used to simulate a mechanical load for the DEA, and a Futek LSB-200 load cell attached to the end of the Aerotech actuator used to measure the load force. The Aerotech is operated with an interaction control scheme which uses the force feedback of the load cell and the displacement estimated via self-sensing to make the linear actuator behave as an elastic load with a desired force-displacement profile [16]. In this way, it is possible to simulate a variety of loads acting on the DEA by simply reprogramming the interaction

Fig. 5: Experimental setup used to test the DEA and simulate a mechanical load, picture (a) and sketch (b).

368 

 Rizzello G. et al.

control algorithm. The data acquisition and the digital signal processing are carried out in real-time with a LabVIEW FPGA system. The data acquisition and the self-sensing are executed in real-time at a rate of 20 kHz, while the DEA and the linear motor control loops are operated at a rate of 5 kHz.

4.2 Experimental testing The first set of experiments aims at characterizing the DEA response by means of the model presented in [6], which is then used for control design. Details on the model development and on the resulting values of coefficients are omitted for conciseness. For model calibration purpose, the voltage signal shown in Fig. 6 is applied to the DEA, and the resulting displacement is recorder with a Keyence LK-G37 laser displacement sensor (used for this test only instead of the Aerotech linear actuator). An optimization routine is then used to calibrate the DEA material model parameters in order to achieve the best fit between experimental and simulated response. As shown in Fig. 6, the model well predicts both the bi-stable behavior and creep of the actuator.

4

2.5

3.5

Displacement [mm]

3

Voltage [kV]

2 1.5 1 0.5

3 2.5 2 1.5 1

0 -0.5 0

Experimental Model

5

10

15 20 Time [s]

25

30

0.5 0

5

10

15 20 Time [s]

25

30

Fig. 6: DEA model identification, input voltage (lest, black line), experimental (right, black line) and model (right, grey line) output displacement.

The calibrated model is subsequently used to synthesize a model-based control law according to the procedure described in Section 3. The controller is designed in order to ensure a decay rate α = 5 in the entire actuation range, and for a large set of elastic loads. In general, the higher the decay rate, the higher the closed loop bandwidth. The results are reported in Fig. 7–12, and show actuation voltage, self-sensed displacement, tracking error, and force-displacement curve obtained for each test. It can be observed that the DEA is capable of tracking the displacement reference in each experiment, and at the same time the linear actuator permits to effectively reproduce a desired load profile.

Self-Sensing Control of a Bi-Stable Dielectric Elastomer Actuator Operating Against a Load 

 369

4.3 Discussion The results in Figs. 7–9 show that the controller is capable of stabilizing the actuation position in the entire range, thus compensating the open-loop instability caused by the NBS. The external load is not considered in these experiments. The effects of bi-stability are more evident in case of a 0.025 Hz position reference (Fig. 7), since for some displacement values the voltage needs to increase to let the displacement also increase, and for some other values it needs to decrease to produce the same effect. It is observed that this effects tends to be less evident at higher frequencies, and eventually voltage and displacement turn out to have the same slope in the test in Fig. 9, performed with a 1 Hz position reference. These results show that increasing the frequency tends to reduce the effects of bi-stability. On the other hand, increasing the frequency reduces also the positioning accuracy, since the PID is not suitable for tracking high-frequency signals. In such case, more advanced controllers need to be investigated, e.g. the PI-Resonant presented in [13]. Figs. 10–11 show the performance obtained for a 0.025 Hz displacement reference when the DEA works against a linear load. Two different loads are considered, having the same resting displacement of 1 mm and stiffness of 0.01 N/mm and 0.02 N/mm, respectively. It can be observed that the increase in load stiffness has a stabilizing effect similar to the one obtained when increasing the frequency. This result is expected, since the bi-stability becomes less critical in case the load is stiffer than the DEA. Moreover, the DEA control algorithm allows achieving the desired positioning independently on the load, with similar tracking errors obtained in each case. Finally, Fig. 12 shows the performance in case of a nonlinear elastic load, as discussed in Section 2.2. The load presents an initial stiffening behavior and then it saturates to a constant force value. Even in case of such profile, the interaction control algorithm of the Aerotech linear actuator allows reproducing the desired characteristics with high fidelity, enabling to test the DEA against a large variety of possible loads.

1 0 0

10

20 30 Time [s]

2.5 2 1.5 1 0

10

20 30 Time [s]

0.04

0.1

Force [N]

2

0.2

Tracking Error [mm]

3

Displacement [mm]

Voltage [kV]

3

0 -0.1 -0.2 0

0.02

0 10

20 30 Time [s]

1

2 Displacement [mm]

Fig. 7: Experimental closed loop results, 0.025 Hz position reference, no load applied.

3

370 

 Rizzello G. et al.

1 0 0

2

4 6 Time [s]

8

2.5 2 1.5 1 0

2

4 6 Time [s]

0 -0.1 -0.2 0

8

0.04

0.1

Force [N]

2

0.2

Tracking Error [mm]

3

Displacement [mm]

Voltage [kV]

3

0.02

0 2

4 6 Time [s]

8

1 2 Displacement [mm]

3

Fig. 8: Experimental closed loop results, 0.1 Hz position reference, no load applied.

1 0 0

0.2 0.4 0.6 0.8 Time [s]

2.5 2 1.5 1 0

0 -0.1 -0.2 0

0.2 0.4 0.6 0.8 Time [s]

0.04

0.1

Force [N]

2

0.2

Tracking Error [mm]

3

Displacement [mm]

Voltage [kV]

3

0.02

0 0.2 0.4 0.6 0.8 Time [s]

1 2 Displacement [mm]

3

1 2 Displacement [mm]

3

Fig. 9: Experimental closed loop results, 1 Hz position reference, no load applied.

1 0 0

10

20 30 Time [s]

2.5 2 1.5 1 0

10

0 -0.1 -0.2 0

20 30 Time [s]

0.04

0.1

Force [N]

2

0.2

Tracking Error [mm]

3

Displacement [mm]

Voltage [kV]

3

0.02

0 10

20 30 Time [s]

Fig. 10: Experimental closed loop results, 0.025 Hz position reference, linear load with kl = 0.01 N/mm and x0l = 1 mm.

1 0 0

10

20 30 Time [s]

2.5 2 1.5 1 0

10

20 30 Time [s]

0.04

0.1

Force [N]

2

0.2

Tracking Error [mm]

3

Displacement [mm]

Voltage [kV]

3

0 -0.1 -0.2 0

0.02

0 10

20 30 Time [s]

1 2 Displacement [mm]

Fig. 11: Experimental closed loop results, 0.025 Hz position reference, linear load with kl = 0.02 N/mm and x0l = 1 mm.

3

Self-Sensing Control of a Bi-Stable Dielectric Elastomer Actuator Operating Against a Load 

1 0 0

2

4 6 Time [s]

2.5 2 1.5

8

1 0

2

4 6 Time [s]

8

0.04

0.1

Force [N]

2

0.2

Tracking Error [mm]

3

Displacement [mm]

Voltage [kV]

3

 371

0 -0.1 -0.2 0

0.02

0 2

4 6 Time [s]

8

1 2 Displacement [mm]

3

Fig. 12: Experimental closed loop results, 0.1 Hz position reference, nonlinear load with increasing stiffness and saturation.

5 Conclusions This paper has presented a self-sensing based control architecture for a bi-stable DEA operating against an external load. The self-sensing method has been used to obtain the displacement feedback necessary to close the position control loop without a direct position measurement. A linear motor with an interaction control algorithm has also been used to simulate different kind of external loads acting on the DEA. A model-based strategy has been adopted in order to optimize the controller design and achieve guaranteed stability and performance in the entire actuation range, by compensating the DEA bi-stability and creep and the effects of the external load. The approach has also been validated by means of several experiments, showing how feedback control allows to drive the bi-stable DEA displacement proportionally when working against different elastic loads. Therefore, the combination of the bi-stable biasing element with the proposed sensorless control architecture appears as a viable strategy to optimize the design of compact DEA devices capable of large deformations (due to the bi-stable biasing springs) and of operating stably in closed loop without the need of additional electromechanical transducers (self-sensing based control). The approach presented in this paper clearly shows how the combination of smart design solutions and intelligent control algorithms permits to significantly enhance the performance of DEA devices. However, the approach has been validated for specific operating conditions only (i.e., elastic loads), and at relatively low actuation frequencies. Therefore, future work will be devoted to investigate how further improve the performance of the overall system, e.g., by developing more advanced self-sensing or control algorithms which allow faster tracking capabilities. At the same time, the testing framework proposed in this work can be further extended in order to simulate different kind of external loads (e.g., viscous, viscoelastic, hysteretic), and develop optimized design strategies to compensate their effects.

372 

 Rizzello G. et al.

Bibliography [1] Carpi, F., D. DE Rossi, R. Kornbluh, R. Pelrine and P. Sommer-Larsen: Dielectric Elastomers as Electromechanical Transducers. Elsevier, Amsterdam, 2008. [2] Wingert, A., M. D. Lichter, S. Dubowsky and M. Hafez: Hyper-redundant robot manipulators actuated by optimized binary-dielectric polymers. In: SPIE’s 9th Annual International Symposium on Smart Structures and Materials. International Society for Optics and Photonics, 2002. [3] Jordan, G., D. N. McCarthy, N. Schlepple, J. Krissler, H. Schroder and G. Kofod: Actuated micro-optical submount using a dielectric elastomer actuator. IEEE/ASME Transactions on Mechatronics, 16(1): 98–102, 2011. [4] Kovacs, G. and M. Giousouf: Dielectric elastomer actuators used for pneumatic valve technology. Smart Materials and Structures, 22(10): 104010, 2013. [5] Carpi, F., G. Frediani, S. Turco and D. De Rossi: Bioinspired tunable lens with musclelike electroactive elastomers. Advanced Functional Materials, 21(21): 4152–4158, 2011. [6] Rizzello, G., D. Naso, B. Turchiano and S. Seelecke: Robust Position Control of Dielectric Elastomer Actuators Based on LMI Optimization. IEEE Transactions on Control System Technology, pp(99): 1–13, 2016. [7] Wilson, E. D., T. Assaf, M. J. Pearson, J. M. Rossiter, S. R. Anderson and J. Porrill: Bioinspired adaptive control for artificial muscles. In: Biomimetic and Biohybrid Systems, Springer, Berlin, 2013. [8] Anderson, I. A., T. A. Gisby, T. G. McKay, B. M. O’brien and E. P. Calius: Multifunctional dielectric elastomer artificial muscles for soft and smart machines. Journal of Applied Physics 112(4): 041101, 2012. [9] Rizzello, G., D. Naso, A. York and S. Seelecke: Closed loop control of dielectric elastomer actuators based on self-sensing displacement feedback. Smart Materials and Structures, in press, 2016. [10] Hodgins, M., A. York and S. Seelecke: Experimental comparison of bias elements for out-ofplane DEAP actuator system. Smart Materials and Structures, 22(9): 094016, 2013. [11] Hau, S., A. York and S. Seelecke: Performance prediction of circular dielectric electro-active polymers membrane actuators with various geometries. In: SPIE Smart Structures and Materials+ Nondestructive Evaluation and Health Monitoring. International Society for Optics and Photonics, 2015. [12] Rizzello, G., D. Naso, A. York and S. Seelecke: Self-Sensing in Dielectric Electro-Active Polymer Actuator Using Linear-In-Parametes Online Estimation. In: IEEE International Conference on Mechatronics. Institute of Electrical and Electronics Engineers, 2015. [13] Rizzello, G., D. Naso, A. York and S. Seelecke: Modeling, identification, and control of a dielectric electro-active polymer positioning system. IEEE Transactions on Control System Technology, 23(2): 632–643, 2014. [14] Rizzello, G., D. Naso, B. Turchiano, A. York and S. Seelecke: Robust LMI Position Regulation Of A Bistable Dielectric Electro-Active Polymer Membrane. In: 54th IEEE Conference on Decision and Control. Institute of Electrical and Electronics Engineers, 2015. [15] Rizzello, G., M. Hodgins, D. Naso, A. York and S. Seelecke: Modeling of the effects of the electrical dynamics on the electromechanical response of a DEAP circular actuator with a mass−spring load. Smart Materials and Structures, 24(9): 094003, 2015. [16] Hodgins, M., G. Rizzello, A. York, D. Naso and S. Seelecke: A smart experimental technique for the optimization of dielectric elastomer actuator (DEA) systems. Smart Materials and Structures, 24(9): 094002, 2015.

Czechowicz A., Langbein S., Dültgen P.

Methodische Entwicklung eines Schlauchquetschventils auf Basis von Formgedächtnislegierungen Zusammenfassung: Antriebe auf Basis von Formgedächtnislegierungen haben sich bereits in den ersten hochvolumigen Serienanwendungen durchsetzen können. Trotz der technischen Potentiale und erster Markterfolge stellt die Etwicklung FGL-basierter Produkte für den deutschen Mittelstand eine Herausforderung dar. Da es bisher an Normen und Entwicklungswerkzeugen fehlt und die Produktentwicklung hohe experimentelle Anteile besitzt, sind mittelständische Unternehmen meistens nicht bereit, den Aufwand und das Risiko für eine derartige Entwicklung zu tragen. Um den Entwicklungsvorgang zu vereinfachen wurde im Gremium GPP (Produkt- und Prozessentwicklung) des VDI eine Richtlinie zur Formgedächtnistechnik verfasst. Die Erkenntnisse der VDI Richtlinie 2248 reichen von allgemeinen Definitionen bis hin zu einer integrierten Produktentwicklungsmethodik bei der Formgedächtniselemente im Zusammenspiel mit Mechanik, Elektronik und Software als mechatronisches System entwickelt werden. Die Publikation umfasst als Teilbereich der Entwicklungsmethodik die Produktentwicklung eines Schlauchquetschventils anhand des domänenspezifischen Entwurfes. Schlüsselwörter: Formgedächtnisaktoren, Ventiltechnik, Methodik, Richtlinie

1 Einleitung, Motivation und methodisches Vorgehen Der Markt für Formgedächtnislegierungen (FGL) im Bereich von Industrieanwendungen, mit dem besonderen Fokus auf aktorische Anwendungen, zeigt seit der Einführung von diversen Serienanwendungen ein stetiges Wachstum. Ventile und Stellelemente im Bereich der Automobiltechnik [1, 2] sind genauso wie Systeme in der Konsumerelektronik [3, 4]auf dem Vormarsch. Trotz dieser Markterfolge zeigt sich vor allem der deutsche Mittelstand laut Aussage des Vereins Deutscher Ingenieure (VDI) [5] träge bzw. überfordert mit den komplexen Auslegungen und dem Zusammenspiel der Wirkparameter von Formgedächtnisaktoren. Seit dem Frühjahr 2014 wird im Gremium GPP (Produktentwicklung) des VDI an der Richtlinie 2248 – Formgedächtnistechnik geschrieben. Diese Richtlinie umfasst neben einer Produktentwicklungsmethodik für FG-Aktoren, eine neue Nomenklatur für FGL, definierte Prüf- und Messmethoden, Simulationsrichtlinien und Beispiele. Während der Ausarbeitung der Richtlinie wurde im Rahmen des Projektes „AT-FGT‟ an der FGW in Remscheid DOI 10.1515/9783110469240-033

374 

 Czechowicz A., Langbein S., Dültgen P.

ein Anwendungsszenario anhand dieser Richtlinie entwickelt. Die Voranalysen zum Einsatz von Formgedächtnislegierungen im Bereich der Ventiltechnik haben gezeigt, dass dieses Anwendungsfeld eine Fülle von neuartigen Ansätzen mit besonderen technischen Vorteilen gegenüber elektromagnetischen Ventilen bietet [6]. Das hier beschriebene Beispiel widmet sich dem domänenspezifischen Entwurf, insbesondere der elektrischen Aktivierung und der lebensdauergerechten Auslegung eines Schlauchquetschventils.

1.1 Funktion und Anforderungen Elektrische Schlauchquetschventile gehören zu den prinzipiell einfachsten automatisierbaren Ventilen. Ein normal geschlossenes Ventil dieser Bauart sperrt mit einem mechanischen Speicherelement (z.B. Druckfeder) den Volumenstrom ab, indem der Medium führende Schlauch gequetscht wird. Ein Antriebselement, hier ein FG-Draht, wird dazu verwendet um die mechanische Vorspannung der Feder so zu reduzieren, dass der Medium führende Schlauch (Leitungsschlauch) über seine Elastizität und den in seinem inneren stehenden Fluiddruck eine Öffnung des Querschnittes der Leitung zur Folge hat. Die hierfür notierten Anforderungen müssen zunächst laut dem V-Modell für die Produktentwicklung von FG-Aktorsystemen herausgearbeitet und analysiert werden (siehe Abb. 1). Die Anforderungen finden sich in Tab. 1 wieder, welche die Dimension, die Stellwege, die erforderliche Lebensdauer aber auch elektrische Parameter und bestehende thermische und mechanische Eigenschaften vorgibt.

Abb. 1: Produktentwicklungsmethodik nach VDI 2248 Blatt 5 und Erläuterung der Anforderungsan­ alyse [7].



Methodische Entwicklung eines Schlauchquetschventils auf Basis 

 375

Abb. 2 zeigt die mechanische Druckkennlinie des Leitungsschlauches welcher normal zur Längsrichtung belastet wird. So ergibt sich hieraus eine Kraftanforderung von knapp 30 N bei einem Betriebsdruck von 2,5 bar und 40 N im Druckgrenzbereich von 3 bar. Die Systemkonzipierung umfasst die Schritte von der ersten Ideenfindung, über die methodische Auswahl der Wirkprinzipien bis hin zur Konzeptfestlegung der Peripherie. Aufgrund des hohen Informationsumfanges wird hier hauptsächlich auf den domänenspezifischen Entwurf eingegangen. Als Vertiefung, mit besonderem Fokus auf die Methodik der FG-Systemkonzipierung, können die Arbeiten [1, 7] herangezogen werden.

Tab. 1: Anforderungen des Schlauchquetschventils. Anforderung

Value

Dimension Antrieb Typ Offnungsart Ventilbetrieb Lebensdauer Max. el. Energie Stellweg Federkonstante Betriebsdruck Dyn. Eigenschaften Umgebungstemp. Materia lien

Lange 1) hinaus gestreckt sowie über den freien Hub (Fact < 0) hinaus komprimiert werden können. a)

b)

c1) Lasersensor

Linearmotor

c2)

DE-Stapelwandler

c3)

Kraftmessung

Abb. 4: Messaufbau zur Charakterisierung des quasistatischen (a) und dynamischen (b) Verhaltens der unterschiedlichen Wandlerentwürfe ohne (c1), mit einer (c2) und zwei mechanischen Anbindungen (c3). c) silicone-based DE stack-transducer 10 9

0.995

6

3 MPa

PUR

0.98

r , PUR

5

7

4

64%

0.975

3

0.97

2

0.965

1 0

10 20 30 40 electrical field strength E 0 in V/µm

50

0

0.985 0.98

0.96

force Fact in N

load line

4

0

0.99

0.985 0.98 stretch z

0.975

0.97

0.965

0.5 0

10 20 30 40 electrical field strength E 0 in V/µm

50

0

d) silicone-based DE stack-transducer

*o

measurement FEA analytical model

E 0 = 50 50V/µm V/µm

load line

E0 = 20 20V/µm V/µm

E0 = 40 40V/µm V/µm E0 = 30 30V/µm V/µm

1

-1

0.995

1

2

0

1

1.5

3

2

-2 1.005

2

2.8 64%

4

E0 = 40 V/µm 40V/µm E0 = 30 V/µm 30V/µm

6

2.5

1.1 MPa

0.965

5

E0 = 20 V/µm 20V/µm

3

0.97

E0 = 50 V/µm 50V/µm

8

measurement FEA analytical model

r , Si

force Fact in N

*o

10

Si

0.975

b) PUR-based DE stack-transducer measurement FEA analytical model

*o

z

7

3.5

0.99

no-load stretch

z

no-load stretch

0.985

8

measurement FEA analytical model

4

0.995

blocking-force in N

*o

0.99

0.96

1

blocking-force in N

a) PUR-based DE stack-transducer 1

-2 1.005

1

0.995

0.99

0.985 0.98 stretch z

0.975

0.97

0.965

Abb. 5: Vergleich des quasistatischen Kraft-Streckungs-Verhaltens PUR- (a,b) und Silikon-basierter (c,d) DE-Stapelwandler.



Entwurf von dielektrischen Elastomer-Stapelwandlern 

 417

Während die erzeugten Zugkräfte der PUR-basierten DE-Wandler aufgrund der höheren Permittivität größer sind, zeigen sich im Vergleich des dynamischen Verhaltens in Abb. 6 deutliche Vorteile des Silikonmaterials. Für diese Versuche wurde ein Trapezprofil für die Spannung mit einer Frequenz von 10 Hz und einer Steigung von 2,5 kV/6ms zur Ansteuerung der DE-Wandler vorgegeben. In den Streckungsverläufen ist zu erkennen, dass der Silikon-Wandler nahezu augenblicklich der Ansteuerspannung folgt, was auf die sehr geringen viskosen Materialeigenschaften zurückzuführen ist. Im Gegensatz hierzu reichen die 50 ms Pulszeit nicht aus, in denen das jeweilige Spannungsniveau gehalten wird, um im Fall des PUR-Wandlers den stationären Streckungszustand zu erreichen, was vor allem an den deutlich ausgeprägteren viskosen Eigenschaften liegt. PUR Silicone

z

1 stretch

0.99 0.98

current i

DE

in mA

voltage v

DE

in kV

0.97 25

50

75

100

125

150 175 time in ms

200

225

250

275

300

0 25

50

75

100

125

150 175 time in ms

200

225

250

275

300

7.5 5 2.5 0 -2.5 -5 -7.5 25

50

75

100

125

150 175 time in ms

200

225

250

275

300

2.5 2 1.5 1 0.5

Abb. 6: Vergleich des dynamischen Streckungsverhaltens PUR- (schworz) und Silikon-basierter (grau) DE-Stapelwandler.

Aufgrund der kapazitiven Last, die die DE-Wandler darstellen, ergeben sich weiterhin die abgebildeten Stromverläufe während der Spannungsänderung, die wegen der höheren Permittivität des PURs für diesen Wandler größer sind. Somit weisen

418 

 Hoffstadt T., Maas J.

die Silikon-basierten Wandler deutliche Vorteile im dynamischen Verhalten auf, während die quasistatische Kraftdichte der PUR-Wandler aufgrund der höheren Permittivität vorteilhaft ist. Hinsichtlich optimierter Materialparameter werden im folgenden Unterkapitel weitere Betrachtungen auf Basis des Modellierungsansatzes und der Messergebnisse vorgestellt.

4.1 Erkenntnisse für die Optimierung der Materialparameter Die in den quasistatischen Messverläufen in Abb. 5 validierte Blockierkraft stellt sich genau dann ein, wenn sich der DE-Wandler nicht verformen kann und somit λ z = 1 gilt. Wird diese Bedingung in das Kraft-Streckungs-Verhalten in Gl. (3) eingesetzt, kann die Blockierkraft FB analytisch berechnet und herausgestellt werden, dass die maximale Kraft linear von der Permittivität εr und quadratisch vom maximal zuläs2 sigem elektrischen Feld Emax abhängt [4]. Weiterhin stellt sich der freie Hub genau dann ein, wenn die vom Wandler ausgeübte Kraft Fact = 0 verschwindet. Durch linearelastische Annäherung oder Linearisierung von Gl. (3) um den Arbeitspunkt λ z = 1 und Fact = 0 kann herausgestellt werden, dass der freie Hub λ z , L ebenfalls proportional 2 zum Faktor εr ⋅ Emax sowie umgekehrt proportional zur Elastizität Y bei den gegenwärtig erreichten Verformungen ist. Da die quasistatischen Messverläufe in Abb. 5 annähernd lineares Verhalten aufweisen, ist die vom Wandler verrichtete Arbeit Wact,max proportional zum Produkt aus der Blockierkraft FB und dem freien Hub λ z , L:

σ ε 2 2 FB = Ae ⋅ σel ∝ εr ⋅ Emax , λ z , L ≈ el ∝ r ⋅ Emax → verrichtete Arbeit: Y Y (4) ε2 4 Wact,max ∝ FB ⋅ λ z , L ∝ r ⋅ Emax . Y Zur Vergrößerung des Arbeitsvermögens ist aus Materialsicht somit die maximal zulässige Betriebsfeldstärke Emax entscheidend, da diese mit der vierten Potenz eingeht, während die Permittivität εr immerhin quadratisch eingeht, die Elastizität Y jedoch nur reziprok linear eine Veränderung hervorruft [4]. Die Elastizität Y stellt darüber hinaus einen wichtigen Parameter zur mechanischen Impedanzanpassung an die Applikation dar.

5 Zusammenfassung Als Stellantriebe für den Kleinhubbereich stellen DE-Stapelwandler aufgrund ihres kapazitiven Verhaltens eine energieeffiziente Alternative zu konventionellen Aktortechnologien dar. Im Rahmen dieses Beitrages wurde zunächst der Aufbau des DE-Stapelwandlers vom einzelnen DE-Film über die Kontaktierung bis hin zu mechanischen



Entwurf von dielektrischen Elastomer-Stapelwandlern 

 419

Anbindungen für die Integration in Anwendungen dargestellt. Die Anbindungen als Integrationsschnittstelle sind erforderlich, um beispielsweise die erzeugten Zugkräfte zu übertragen. Mit einem auf diese Mulitlayer-Topologie abgestimmten Fertigungsprozess können aus dem Halbzeug Polymerfolie (z.B. Silikon oder PUR) DE-Wandler mit reproduzierbaren Eigenschaften hergestellt werden. Zur Auslegung der Stapelwandler wurde in Ergänzung zu bereits veröffentlichten FE-Modellen ein analytischer Ansatz vorgestellt, der unter anderem den Einfluss der erforderlichen, elektrisch isolierenden Randbereiche näherungsweise berücksichtigt. Die abschließende experimentelle Charakterisierung unterschiedlicher Ausführungsformen des DE-Stapelwandlers zeigte einerseits eine gute Übereinstimmung mit den Modellierungsansätzen und andererseits ein technisch ansprechendes Arbeitsvermögen für potenzielle Anwendungen. Danksagung: Wir bedanken uns beim Bundesministerium für Bildung und Forschung (BMBF) für die Förderung des Forschungsprojektes „DIELASTAR - Dielektrische Elastomere für Stellaktoren“ (FKZ: 13X4011), www.dielastar.de.

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Structural Health Monitoring und Energy Harvesting

Schubert L., Weihnacht B., Lieske U., Frankenstein B., Gebhardt S., Neumeister P., Neubert H.

Systementwicklung zur Strukturüberwachung mit geführten Wellen

Zusammenfassung: Das Fraunhofer IKTS entwickelt systemtechnische Ansätze für die Strukturüberwachung mit geführten Wellen. Anwendung finden dabei sowohl passive Verfahren, die von Schädigungsprozessen emittierte Schallereignisse registrieren, als auch aktive, die die Wechselwirkung von eingeleiteten akustischen Wellen mit Materialschädigungen bewerten. Der Beitrag stellt ein breites Spektrum verschiedener Anwendungen auf der Basis ähnlicher systemtechnischer Ansätze vor. Das Spektrum reicht von Applikationen im Luftfahrtbereich zur Überwachung von CFKStrukturen über Anwendungen im Automobilbau bis zur Überwachung der Rotorblätter und Gründungsstrukturen von Windkraftanlagen. Kernelemente der Systeme zur Strukturüberwachung sind piezoelektrische Schallwandler, die strukturintegriert oder strukturappliziert elastische Wellen anregen oder empfangen. Die Technologien reichen vom akustischen Mikrosystem mit integrierten piezoelektrischen Wandlerelementen über modulare Aufbauten mit separaten Wandlern bis hin zu anwendungsspezifischen Mehrwandlersystemen. Neben den sensorischen und aktorischen Wandlern sind Ansteuerelektronik und Auswerteprogramme maßgebliche Systemkomponenten, welche ebenfalls am Fraunhofer IKTS entwickelt werden. Der Beitrag betont die ähnliche Systemstruktur in den verschiedenen Applikationen und gibt einen Überblick über Möglichkeiten und Grenzen zerstörungsfreier Überwachungstechniken mit geführten Wellen. Schlüsselwörter: Ultraschall, SHM, Systemintegration, Simulation

1 Einleitung Im Bereich der zerstörungsfreien Werkstoffprüfung gibt es eine Reihe von Anwendungen, in denen permanent installierte, räumlich verteilte Sensoren Vorteile gegenüber einer manuellen, periodisch wiederkehrenden Prüfung haben. Gründe hierfür sind beispielsweise ein hoher Aufwand bei manueller Inspektion durch schlechte Zugänglichkeit des Inspektionsbereiches oder verminderte Ankopplungsmöglichkeiten der Schallwandler und die geringere Aussagekraft periodischer Prüfungen im Abstand von mehreren Monaten oder Jahren gegenüber einer permanenten Erfassung eines Strukturzustandes. Auch wenn die Vorteile permanenter Strukturüberwachung offensichtlich sind, fehlt es an verfügbaren Systemlösungen. Der langsame Transfer von innovativen permanenten Überwachungsmethoden aus dem akademischen Umfeld DOI 10.1515/9783110469240-037

424 

 Schubert L. et al.

hin zu industrietauglichen Lösungen und das Fehlen von normativen Regelungen stellen potentielle Systemanbieter ebenso wie Endanwender vor große Herausforderungen und behindern die Einführung geeigneter Systeme in der Breite. Anwendungsgebiete, in denen Richtlinien existieren, werden dagegen schnell von Systemanbietern erschlossen. Beispiele dafür sind die Getriebeüberwachung von Windkraftanlagen, das Monitoring von Staudämmen sowie die Überwachung von Gebäuden in seismisch aktiven Regionen oder die Überwachung in der Geotechnik allgemein. Trotz der bestehenden Anwendungshindernisse erwarten Studien aber auch für die zerstörungsfreien Prüfverfahren eine Marktentwicklung hin zu kontinuierlicher Überwachung, Cloud-basierter Datenverarbeitung und –analyse und intelligenten Expertensystemen für die Lebensdauerprognose der zu überwachenden Strukturen (Predictive Maintenance). Diese Entwicklung wird darüber hinaus durch einen Mangel an qualifiziertem Personal und eine wachsende Zahl von Prüfobjekten infolge der weltweiten Entwicklung der Infrastruktur vorangetrieben. Grundsätzlich ähneln Methoden und Anwendung von Überwachungssystemen zur Zustandsüberwachung den Monitoringverfahren der Seismik. Ebenso sind Systemkonzept und Signalverarbeitungsmethoden stark an die Erfahrungen aus der Geophysik und Geotechnik angelehnt. Im Folgenden werden Komponenten für Zustandsüberwachungssysteme mit geführten Wellen kurz beschrieben, siehe Abb. 1. Kernelement des Überwachungssystems bilden die elektromechanischen Wandler, die elektrische Signale in mechanische Schwingungen umwandeln und umgekehrt. Die am weitesten verbreitete Methode zur Erzeugung von Ultraschall beruht auf dem piezoelektrischen Effekt. Ein piezoelektrisches Material reagiert auf eine äußere Verformung mit elektrischen Aufladungen an seiner Oberfläche. Dieser Effekt wird als direkter piezoelektrischer Effekt bezeichnet. Durch das Einbringen eines elektrischen Feldes in ein piezoelektrisches Material wird dieses verformt. Diese Umkehrung wird als inverser piezoelektrischer Effekt bezeichnet. Der direkte piezoelektrische Effekt wird so für die Erfassung von Schallwellen verwendet (Sensor). Beim Auftreten einer Schallwelle mit ihren wechselnden Zug- und Druckbelastungen auf einen applizierten Aufnehmer kann am piezoelektrischen Material eine Wechselspannung in der Frequenz der einlaufenden Welle gemessen werden. Der umgekehrte Effekt führt zum Aussenden einer Schallwelle (Aktor) in die angekoppelte Struktur, deren Frequenz der an das Material angelegten Wechselspannung entspricht. Die Methoden der Zustandsüberwachung mit geführten Wellen können sowohl aktiv als auch passiv sein. Aktiv heißt, dass an einer oder mehreren Positionen eine Ultraschallwelle im Überwachungsobjekt erzeugt und die ausgesendete Welle an diesen oder anderen Positionen empfangen wird. Bei dieser Methode, auch als Acousto Ultrasonics oder Signaturanalyse bezeichnet, wird durch ein Messsystem mittels eines Waveformgenerators ein Sendesignal erzeugt, durch einen Leistungsverstärker intensiviert und mit piezoelektrischen Wandlern gesendet. Das am Sensor zu messende Signal hat meist nur eine Amplitude von wenigen Millivolt und wird im Datenerfassungssystem um mehrere Größenordnungen verstärkt. Die erfassten



Systementwicklung zur Strukturüberwachung mit geführten Wellen 

 425

Daten werden im Anschluss an eine Leitstelle zur weiteren Bearbeitung übertragen oder vor Ort durch geeignete Signalverarbeitungsalgorithmen prozessiert, die die zu übertragende Datenmenge auf wenige Kenngrößen reduziert. Je nach Überwachungsaufgabe sind darüber hinaus bei der Projektierung eine geeignete Energieversorgung zu entwerfen und die Einbettung der Sensoren und der Elektronik für einen reibungslosen Betrieb am Bauteil oder der Anlage unter Beachtung der Vorgaben hinsichtlich Betriebssicherheit, EMV und Explosionsschutz zu gewährleisten.

Abb. 1: Komponenten eines Monitoringsystems mit geführten Wellen

Bei der passiven Überwachung werden die bei der Entstehung von Strukturschäden freigesetzten mechanischen Wellen von verteilten Sensoren erfasst. Ein typischer Anwendungsfall dafür ist die Schallemissionsprüfung. Sowohl bei aktiver als auch passiver Methode ist die maßgeschneiderte Lösung für eine Anlage oder Überwachungsaufgabe oftmals die größte Herausforderung bei der Entwicklung eines Zustandsüberwachungssystems, wobei hier in den vergangen Jahren bei vielen Herstellern und Forschungseinrichtungen entsprechendes Knowhow erarbeitet wurde. Die dabei zu durchlaufenden Entwicklungsschritte werden in den folgenden Abschnitten kurz skizziert.

2 Verfahrens- und Systementwurf Die Realisierung einer Systemlösung setzt die genaue Kenntnis des zu überwachenden Objektes, die Umweltanforderungen, denen das Prüfobjekt ausgesetzt ist, die Wechselwirkung der geführten Wellen mit den Fehlern sowie die erwartete oder benötigte Genauigkeit der Fehlerdetektion voraus. Die Zielgrößen zur Fehlerauflösung werden durch die Endanwender in der Industrie, meist anhand der durch manuelle Inspektion erzielbaren Resultate, vorgegeben. Den meisten Normen und Richtlinien im Bereich der zerstörungsfreien Prüfung liegt allerdings die Überlegung zugrunde, dass die durch periodische, manuelle Prüfung zu detektierende maximal zulässige Fehlergröße durch Schadenswachstum während des Inspektionsintervalls nicht zum katastrophalen Versagen des Bauteils oder der

426 

 Schubert L. et al.

Anlage führt. Für kontinuierlich arbeitende Systeme kann allerdings auch während des Inspektionsintervalls beliebig oft ohne weiteren Aufwands der Bauteil- oder Strukturzustand überwacht werden, wodurch die zu realisierende Fehlerauflösung für kontinuierlich arbeitende Systeme effektiv signifikant geringer ausfallen kann. Es muss daher vor allem sichergestellt werden, dass kritische Fehlergrößen mit entsprechenden Sicherheitsreserven zuverlässig und unter allen Umgebungsbedingungen erfasst werden können. Ausgehend von dieser Überlegung werden zur Auslegung des Systems üblicherweise Modellfehler vereinbart, die durch die Messverfahren zuverlässig detektiert werden müssen. Die Verifikation erfolgt daraufhin zum einen durch experimentelle Machbarkeitsstudien, zum anderen durch Simulation zur Fehlerwechselwirkung verschiedener Wellenmoden mit dem Modellfehler. Durch die experimentellen Untersuchungen und Simulationen können Systemparameter wie die zu nutzenden Wellenmoden und Prüffrequenzen abgeleitet werden. Aus diesen Erkenntnissen werden die benötigten Sensoren, ihre Abstände untereinander sowie die damit einhergehenden Anforderungen an die Datenerfassung und Signalgenerierung abgeleitet. Die experimentelle Erfassung von Fehlerwechselwirkungen von geführten Wellen mit Strukturschäden sowie die generelle Erfassung der Ausbreitungscharakteristik erfolgt idealerweise durch hochauflösende bildgebende Methoden, wie sie beispielsweise die Laser-Dopplervibrometrie erreicht (s. Abb. 2). Durch systematische Versuchsplanung erfolgt die Verifikation der analytisch und durch Simulation gewonnen Erkenntnisse.

Abb. 2: Gegenüberstellung Simulationsexperiment (links) und Laser-Dopplervibrometrie (rechts).

Zur Simulation kommen sowohl universelle Methoden wie die der Finiten Elemente auf der Basis kommerzieller Softwarepakete als auch spezifische wie die elastodynamische finite Integrationstechnik (EFIT) in eigens entwickelter Software zum Einsatz. Ausgehend von den durch Simulationsexperimente und Laboruntersuchungen gewonnenen Erkenntnissen, kann die Entwicklung eines maßgeschneiderten Messsystems erfolgen. Die Entwicklung geeigneter piezoelektrischer Wandler, die Erarbeitung und Umsetzung eines Konzeptes zur Energieversorgung und zum Energiemanagement, die Entwicklung des Datenerfassungssystems und die Systemintegration werden nachfolgend detailliert dargestellt.



Systementwicklung zur Strukturüberwachung mit geführten Wellen 

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3 Piezoelektrische Wandler Wie bereits in Abschn. 2 ausgeführt, ermöglichen piezoelektrische Wandler die Umwandlung von elektrischer Energie in mechanische und umgekehrt und werden deshalb für das SHM zum Senden und Empfangen von akustischen Wellen eingesetzt. Dabei können die Wandler entweder resonant oder quasistatisch betrieben werden. Die Wahl des piezoelektrischen Wandlers hängt von der Arbeitsaufgabe ab. So kann je nach Anwendungsfall der Transversaleffekt (Quereffekt, d31-Effekt), Longitudinaleffekt (Längseffekt, d33-Effekt) oder der Schereffekt (d15-Effekt) ausgenutzt werden. Entsprechend vielseitig ist auch die Formgebung der piezokeramischen Bauelemente. Typische Formen piezoelektrischer Wandler sind Scheiben, Rechteckplatten, Stäbe, Lochscheiben, Zylinder, Rohre, Rohrsegmente, Kugeln und Kugelsegmente. Für das SHM sind piezoelektrische Wandler von Vorteil, die sich durch eine hohe Zuverlässigkeit und Robustheit, niedrigen Energieverbrauch und eine hohe Temperaturstabilität auszeichnen. Aktuelle Entwicklungen beinhalten die Integration der Steuer- und Auswerteelektronik, eine autarke Energieversorgung sowie die drahtlose Datenübertragung. Für eine Integration in Strukturbauteile, vornehmlich Faserverbundstrukturen, sind besonders Flächenwandler bestehend aus Piezokeramik, Polymer und elektrischen Leitbahnen geeignet. Typische Vertreter sind der Active Fiber Composite (AFC) entwickelt durch das Massachusetts Institute of Technology (MIT) [1], der Macro Fiber Composite (MFC) entwickelt durch das NASA Langley Research Center [2] und kommerzialisiert durch die Firma Smart Materials sowie der DuraAct-Flächenwandler entwickelt durch das Deutsche Zentrum für Luft- und Raumfahrt (DLR) [3] und kommerzialisiert durch die Firma PI Ceramics GmbH. Diese Wandler bieten neben ihrer hohen Flexibilität vor allem einen Schutz gegenüber äußeren Umwelteinflüssen sowie eine interne Verdrahtung. Am Fraunhofer IKTS werden piezokeramische Wandler basierend auf Vollkeramiken, Multilayern, Dickschichten und Piezokeramik-Kompositen hergestellt, wobei für die Herstellung der Piezokeramik-Komposite sowohl Fasern als auch freigeformte Piezoelemente wie Kugeln und Faserfragmente [4] eingesetzt werden können. Die Auslegung und Fertigung der Wandler erfolgt entsprechend den Anforderungen aus der Anwendung. Ausgangspunkt für die Wandlerauslegung bilden zum einen die im Messkonzept definierten Wellen mit Wellenform, Frequenz, Impulsform und Intensität für die Schwingungsanregung und zum anderen die gewünschte Sensitivität und Selektivität für die Schwingungsdetektion. Potentiell infrage kommende Wandlertypen werden in parametrischen Modellen erfasst. Neben vereinfachten Netzwerkersatzmodellen wie die bekannten Modelle von Mason [5] sowie Krimholtz, Leedom und Matthaei [6] kommen reduzierte eindimensionale Modelle zum Einsatz [7]. Von besonderem Interesse bei der Entwicklung passgenauer Wandler in komplexen Umgebungen sind dreidimensionale Kontinuumsmodelle in Kombination mit geeigneten numerischen

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Lösungsansätzen. Weit verbreitet ist hier die Methode der Finiten Elemente (FEM). Diese ermöglicht die Kopplung verschiedenster physikalischer Felder in Festkörpern und Flüssigkeiten. Aufgrund ihrer Komplexität und des Rechenaufwandes bleiben diese Simulationen auf den Wandler und dessen Umgebung begrenzt. Mit ihnen lässt sich die Generierung der Wellen in der zu untersuchenden Struktur bzw. die Detektion von eintreffenden Wellen an den Wandlern im stationären und transienten Betrieb bestimmen, ohne vorab Einschränkungen über die Geometrie sowie die Wellenform treffen zu müssen. Dieser Simulationsschritt bildet damit das Bindeglied zwischen Wandlertechnologie und Systementwurf. Er liefert des Weiteren sehr detaillierte Informationen über die elektrischen Ansteuer- bzw. Signalgrößen sowie über mechanische Beanspruchungen im Wandler bzw. zwischen Wandler und zu prüfender Struktur.

4 Elektronik und Energieversorgung Ausgehend von der Auswahl der piezoelektrischen Sensor- und Aktorelemente und den Anforderungen der einzusetzenden Messverfahren erfolgen der Entwurf des Energiemanagements, die Schaltungsentwicklung, das Schaltungslayout und die Realisierung des Systems. Beim Entwurf des Energiemanagements ist das spätere Anwendungsszenario insofern zu berücksichtigen, als das durch die Auswahl der Energiequelle die Häufigkeit von Messvorgängen vorgegeben wird. Abb. 3 sind wesentliche Möglichkeiten zur Energieversorgung von Wandlerkomponenten dargestellt und hinsichtlich ihrer Anwendung und der Menge der bereitgestellten Energie bewertet.

Abb. 3: Möglichkeiten der Energieversorgung von Sensorsystemen.

Die elektrische Verkabelung ist prinzipiell für alle Anwendungsfälle geeignet, bei denen keine besonderen Anforderungen an Mobilität oder EMV-Verträglichkeit gestellt werden. In der Vergangenheit wurden Speziallösungen für Anwendungsfälle



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realisiert, bei denen eine elektrische Verkabelung, z. B. zur Instrumentierung eines Rotorblattes einer Windenergieanlage und der damit verbundene Problematik des Blitzschutzes, nicht verwendet werden kann. In diesem Fall können faseroptische Kabel zum Einsatz kommen und die Energieversorgung über Lichtwellenleiter durch die Verwendung von Laser- bzw. Leuchtdioden als Quelle und Photodioden als Empfänger realisiert werden. Soll das System möglichst mobil einsetzbar sein, können Akkus als Energiequelle genutzt werden, die nach jedem Einsatz wieder aufgeladen werden können. Ist ausreichend Energie in der Umgebung vorhanden, z.  B. durch thermische Gradienten (Thermogenerator), Schwingungsenergie (Schwingungsgenerator), Bewegungsenergie (Dynamo) oder in Form von Strahlung (Solarzellen), können komplett autarke, funkbasierte Sensorsysteme realisiert werden, in denen die Akkus durch Energy Harvesting mit den o. g. Methoden wieder aufgeladen werden. Darüber hinaus können Speziallösungen wie Generatoren oder Brennstoffzellen entwickelt werden, um Systeme in abgelegenen Gebieten zu betreiben. Die am piezoelektrischen Sensor anliegenden Messsignale werden durch die analoge Schaltungskomponenten des Messsystems von einigen Millivolt für den konditionierten Spannungseingang des angeschlossenen Analog-Digital-Wandlers (ADC) verstärkt. Für die Signalkonditionierung von Sensordaten bei Anwendungen mit geführten Wellen sind zwei Arten von Verstärkerschaltung üblich: (1) Verstärkung des Messsignals über einen Spannungsverstärker (Elektrometerverstärker) und (2) über einen Ladungsverstärker. Während Variante 1 größere Flexibilität bezüglich des Messbereichs und Frequenzbereich bietet, ist ein sorgfältiges Schirmungskonzept nötig. Variante 2 bietet Vorteile bei großen Leitungslängen, da die Ausgangsspannung nicht von Parallelkapazitäten (Kapazität des Verbindungskabels) abhängt. Dafür ist der Messbereich fest eingestellt [8]. Das konditionierte Messsignal wird anschließend mittels ADC digitalisiert, um im Anschluss mittels Datenverarbeitungsalgorithmen den Strukturzustand anhand der Messsignale zu beschreiben und auszuwerten. Je nach Anwendungsbereich und Datenaufkommen erfolgt die Datenverarbeitung in einem Mikrocontroller oder FPGA. Mikrocontroller bieten sich bei geringem Datenaufkommen und für mobile oder kabellose Anwendungen an, bei denen Energieeffizienz von Bedeutung ist. Die Datenerfassung mittels integriertem ADC ist in vielen aktuellen Mikrocontrollern bereits realisiert (bis zu 5 MS/s, max. 14 Bit). FPGA (Field Programmable Gate Arrays) sind in der High-End Datenerfassung bei hohen Abtastraten (> 5 MS/s) und hoher Auflösung (> 14 Bit) gebräuchlich.

5 Signalverarbeitung und Datenauswertung Die Möglichkeiten der Signalverarbeitung und Datenauswertung für SHM-Anwendungen sind in [9] beschrieben. Häufig handelt es sich bei den angewandten Verfahren

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um Baseline-Verfahren, die auf einem Vergleich der aktuell gemessenen Daten mit vorherigen Daten oder Simulationsdaten beruhen. Unterschieden wird grundsätzlich zwischen rein statistischen Auswerteverfahren und Verfahren, die auf physikalischen Kenngrößen beruhen. Beispiele für erstere sind Hauptkomponentenanalyse und die Nutzung autoregressiver Modelle, Wavelet- oder Korrelationskoeffizienten. Auswertealgorithmen mit physikalischen Kenngrößen basieren auf der Wechselwirkung der Welle mit dem Schaden, wodurch das Ursprungssignal z. B. in Laufzeit, Amplitude oder Frequenzgehalt verändert wird. Auch hier werden Korrelationsalgorithmen zu Baseline-Daten angewendet. Weiterhin ist eine Zeit-Frequenz-Analyse möglich, die die Dispersionseigenschaften des Materials und Modenkonversionen an Grenzflächen in die Auswertung einbeziehen. Geeignet sind dafür beispielsweise Short-timeFourier-Transformationen und Wavelet-Transformationen. Bei den Time-Reversal-Methoden wird geprüft, ob das Sender-Empfänger-Paar auch umgedreht gleiche Ergebnisse liefert. Der Sender wird zum Empfänger und der Empfänger zum Sender. Hier handelt es sich um Baseline-freie Verfahren. Zugrunde liegt hier die Annahme, dass die Struktur als linearer Wellenleiter behandelt werden kann. Durch Schäden werden nichtlineare Effekte eingetragen, die sich durch das Messprozedere identifizieren lassen. Um von der Baseline unabhängig zu werden, ist auch ein Vergleich zwischen Messung und Simulationsergebnis möglich (modellbasierte Methoden). Damit können Schäden modelliert (z.  B. FEM oder analytische Modelle) und der Schädigungsfortschritt beobachtet werden. Nachteilig ist hier, dass das Modell möglichst genau die Struktur nachbilden können muss. Dies ist häufig nicht der Fall.

6 Systemintegration Um SHM-Systeme robuster und kostengünstiger zu gestalten, zielen neue Entwicklungen am Fraunhofer IKTS auf die Integration von piezoelektrischem Wandler sowie Steuer- und Auswertelektronik in einem Bauteil. Dazu werden zwei Ansätze erfolgt. Piezokeramische Dickschichten erlauben die Applikation von piezokeramischen Wandlern auf Substraten der Mikroelektronik wie HTCC (HTCC – High Temperature Cofired Ceramics: Al2O3, ZrO2), LTCC (Low Temperature Cofired Ceramics) und Silizium. Die Herstellung des Wandlers bestehend aus Grundelektrode, PZT-Dickschicht, Isolationsschicht und Deckelektrode erfolgt schrittweise mittels Siebdruck auf Waferlevel. Die einzelnen Schichten werden auf dem Substrat eingebrannt, was zu einer robusten Verbindung zwischen den funktionalen Schichten und dem Substrat, frei von Klebstoffen und Lösungsmitteln, führt. Durch Hybridtechnik können StandardSMD-Bauelemente für die Elektronik und Energieversorgung direkt auf dem keramischen Träger aufgebracht werden. Abb. 4 zeigt eine Mikropositionier-Plattform auf Basis von PZT-Dickschichtaktoren auf Al2O3 bestückt mit SMD-Bauteilen [10].



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Ein weiterer technologischer Ansatz beinhaltet die Integration piezokeramischer Komponenten in LTCC-Mehrlagenstrukturen [11, 12]. Dies erlaubt die Vorteile der Piezotechnik (Senden und Empfangen von akustischen Wellen) mit den Vorteilen der Multilayertechnik (3D-Integration von Schaltungslagen, Applikation von Elektronikkomponenten) zu kombinieren und zu einem Gesamtsystem zu vereinen. Wesentliche Vorteile gegenüber herkömmlichen polymerbasierten Systemen werden zudem in der kompakten Bauweise, in der hohen Zuverlässigkeit und Robustheit gegenüber Umwelteinflüssen und in der hohen Temperaturbeständigkeit gesehen.

Abb. 4: Mikropositionier-Plattform auf Basis von PZT-Dickschichtaktoren auf Al2O3.

Abb. 5 zeigt den schematischen Aufbau eines LTCC-PZT-Moduls. Dabei werden bereits gesinterte und kontaktierte piezokeramische Scheiben in einen Mehrlagenaufbau aus LTCC-Grünfolien integriert. Die Aufbau- und Verbindungstechnik wird über Siebdruck, Füllen von Vias mit Leitpasten und Drucken von Catch Pads für eine zuverlässige Kontaktierung gelöst. Als besonders kritisch erweist sich der Aufbau der LTCC-Lagen um die PZTScheibe. Hier muss im Grünzustand der Schwindungsvorbehalt einberechnet werden, um ein fehlerfreies Aufschrumpfen der LTCC-Lagen auf die PZT-Scheibe zu gewährleisten. Die LTCC-Lagen oberhalb der PZT-Scheibe werden als Schaltungslagen genutzt. Dabei erfolgt die vollständige Integration der Verdrahtung und Schaltung auf mehreren Ebenen. Das gesamte Bauteil wird anschließend gestapelt, laminiert und gesintert. Im Anschluss werden auf die Oberfläche des Bauteils weitere Leitbahnen und Lötpads gedruckt. Es erfolgt dann die Bestückung mit den elektronischen

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Baugruppen. Da die Herstellung der Bauteile auf Wafer Level erfolgt, können mehrere Wandler in einem Nutzen hergestellt und anschließend vereinzelt werden. Abb. 6 zeigt ein akustisches Mikrosystem wie es für das SHM von großflächigen Bauteilen hergestellt wurde.

Abb. 5: Schematischer Aufbau eines LTCC-PZT-Moduls.

Abb. 6: Akustisches Mikrosystem.



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Abb. 7: Systemintegration in ein EX-Schutz-Gehäuse für Acoustic Emission (AE) und Acoustic Ultrasonics (AU).

Die Integration von Komponenten bezieht sich aber nicht nur auf die Integration der Elektronik, sondern auch um die Integration aller Messkomponenten z.  B. in Ex-Schutz-Umgebung. Abb. 7 zeigt dazu ein Beispiel. Um in Ex-Schutz-Umgebung messen zu können, musste ein entsprechendes Gehäuse entwickelt werden. Alle Messkomponenten sind dort so untergebracht, dass die gängigen Vorschriften in ExSchutz-Bereichen bezüglich Funkenbildung und Leistungsbegrenzungen eingehalten werden. Es handelt sich hierbei um ein aktorisches und sensorisches Element, welches für Behälterüberwachung genutzt werden kann.

7 Anwendungsbeispiel SHM hat eine große Bedeutung für schwer zugängige Objekte, wo klassische NDTVerfahren nur eingeschränkt Verwendung finden. Ein Beispiel hierfür sind die Anwendungen für Offshore-Strukturen wie Windenergieanlagen. Die Gründungstrukturen sind großen Lasten durch die harschen Umweltbedingungen ausgesetzt, der Zugang ist insbesondere in den Wintermonaten sehr stark eingeschränkt. SHMSysteme können hier einen wichtigen Beitrag leisten, um die Integrität des Bauwerks zu gewährleisten. Unter Groutverbindung versteht man den Teil der Anlage, wo Gründungstruktur und Turm durch eine Betonfuge verbunden werden. Die detaillierte Überwachung erfordert auf Grund der Größe besonders leistungsstarke Sender, die am IKTS entwickelt wurden. Entsprechend des oben dargestellten Vorgehens wurde ein parametrisches FEModell aus Piezoscheibenstapel und Stahlrohrwand generiert. Infolge des sehr

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großen Rohrdurchmessers wurde vereinfachend ein ebenes Stahlblech modelliert. Die Konstruktionsparameter bildeten die Piezoscheibenanzahl, deren Dicke und Durchmesser sowie die Sonotrodenlänge zur Schalleinleitung wurden hinsichtlich einer maximalen Wellenintensität und des schnellstmöglichen Abklingens für ein RC5-Wavelet unter den gegebenen Randbedingungen für die elektrische Ansteuerung bestimmt. In Abb. 8 ist die durch den piezoelektrischen Wandler erzeugte Biegewelle dargestellt. Diese Darstellung verdeutlicht ebenso das Abklingverhalten der Schwingung in Wandlernähe. Die Simulationen haben außerdem gezeigt, dass ein Dämpfungskörper im Anschluss an den Piezoscheibenstapel im transienten Betrieb keinen Vorteil mit sich bringt. Außerdem hängt die optimale Höhe des aktiven Wandlerelementes von der Dicke des Stahlbleches ab.

Abb. 8: Ergebnisdarstellung der in die Stahlwandung eingebrachten Biegewelle ausgehend von dem piezoelektrischen Wandler.

Abb. 9: Simulierte Auslenkung unterhalb des Wandlers an Unterseite des Stahlbleches (dick) infolge der elektrischen Anregung (dünn) bezogen auf die Maximalwerte.



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Das in Abb. 9 dargestellte Diagramm zeigt die Auslenkung der Stahlblechunterseite direkt unterhalb des Aktors (dicke durchgezogene Linie) infolge des elektrischen Anregungssignals (dünne durchgezogene Linie). Man erkennt ein schnelles artefaktfreies Abklingen der Schwingung, was auf eine guter Transmission des mechanischen Impulses vom Aktor in das Stahlblech vermuten lässt. Dieser Umstand wird auch durch die in Abb. 9 zu erkennende nur wenige Perioden umfassende Welle deutlich. Als Verifikation der Simulationsergebnisse konnte im Labor ein Messaufbau, wie er in Abb. 10 dargestellt ist, realisiert werden. Der umgesetzte Aktuator wurde von unten an einer Eisenplatte mit zwei Elektromagneten befestigt.

Abb. 10: Setup für die Messungen.

Abb. 11: Out-of-Plane Auslenkung gemessen unterhalb des Wandlers auf der Platte mittels 3D-Doppler-Laservibrometrie.

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Auf der Oberseite der Platte konnten die erreichten Auslenkungen mit 3D-DopplerLaservibrometrie gemessen und mit den erwarteten Daten verglichen werden. Die Ergebnisse dazu sind in Abb. 11 zu sehen. Die erreichte Auslenkung von 0,28 µm auf der 22 mm dicken Platte wurde durch Rückwärtsrechnung verifiziert. Die dabei auftretenden Auslenkungen betrugen 0,35 µm, so dass die Größenordnungen übereinstimmen. Differenzen ergeben sich insbesondere dadurch, dass nicht alle Einflüsse im Modellierungsprogramm berücksichtigt werden können.

8 Zusammenfassung Im Beitrag wurden die erforderlichen Schritte für die Entwicklung eines Strukturüberwachungssystems basierend auf geführten Wellen. An einem Beispiel wurde alle notwendigen Schritte einer angepassten Wandlerentwicklung vorgestellt. Diese reichen von Simulationen zur Auslegung des Sensorelements und zur Wellenausbreitung über die Herstellung eines Prototypen hin zur Verifikation der Kennwerte in Labortests. Insbesondere der Vergleich der Kennwerte mit den theoretischen Daten ist ein entscheidendes Element dieser Arbeiten. Weiterhin konnten Integrationsmöglichkeiten aufgezeigt werden, die für die Anwendung im Bereich SHM interessant sind. Mit LTCC-Technologien lassen sich piezokeramische Wandler direkt mit der Elektronik integrieren, für Ex-Schutz-Anwendungen konnte ein geeignetes Gehäuse entwickelt werden.

Literaturverzeichnis [1] Bent, A.A.: Active Fiber Composites for Structural Actuation. Doktorarbeit, Massachusetts Institute of Technology, 1997. [2] Wilkie, W.K., G.R. Bryant, J.W. High: Low-Cost Piezocomposite Actuator for Structural Control Applications. Proc. SPIE 7th Annual Interantional Symposium on Smarrt Structures and Materials, Newport Beach, USA, March 5–9, 2000. [3] Wierach, P.: Entwicklung von Piezokompositen für adaptive Systeme. Doktorarbeit, Universität Braunschweig, 2009. [4] Hohlfeld, K., S. Gebhardt, A. Schönecker, A. Michaelis: PZT Components Derived from Polysulphone Spinning Process. Advances in Applied Ceramics, 114(4): 231–236, 2015. [5] Mason, W. P.: Electromechanical Transducers and Wave Filters, New York, D. Van Nostrand Company, 1948. [6] Krimholtz, R., Leedom, D. A. and Matthaei, G. L.: New equivalent circuits for elementary piezoelectric transducers. Electronic Letters 6 (13): 398–399, 1970. [7] Cochran, S., Demore, C. E. M., Courtney, C. R. P.: Modelling ultrasonic-transducer performance: one-dimensional models. In: Ultrasonic Transducers: Materials and Design for Sensors, Actuators and Medical Applications. Series: Woodhead publishing series in electronic and optical materials (29). Woodhead Publishing: Cambridge; Philadelphia, pp. 187–219, 2012.



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[8] Seifart, M.: Analoge Schaltungen. 6. Auflage, Verlag Technik Berlin [8]. [9] DGZfP Merkblatt SHM 01: „Strukturprüfung mit geführten Wellen als Sonderform des Ultraschalls“, erschienen im Dezember 2014. [10] Gebhardt, S., D. Ernst, B. Bramlage, O. Pabst, A. Oberdörster: Micro-Positioning Stages for Adaptive Optics Based on Piezoelectric Thick Film Actuators. J. Ceram. Sci. Tech., 06 (04): 285–290, 2015. [11] Gebhardt, S., M. Flössel, U. Lieske, T. Klesse, A. Schönecker: Compact Structural Health Monitoring Transducers Made by Ceramic Multilayer Technology. Ferroelectrics, 446 (1): 107–117, 2013. [12] Flössel, M., S. Gebhardt, A. Schönecker, A. Michaelis: Development of a Novel Sensor-ActuatorModule with Ceramic Multilayer Technology. Journ. Ceram. Sci. Tech., 01(01): 55–58, 2010.

Kostka P., Dannemann M.

Robuste, berührungslose Bauteilprüfung: eine Perspektive für Maschinelles Lernen Zusammenfassung: Zur Realisierung reproduzierbarer Bauteilqualitäten von Faserverbundstrukturen ist während deren Herstellung die Einhaltung enger Toleranzfenster erforderlich. Weiterhin ist insbesondere bei sicherheitsrelevanten Komponenten eine zuverlässige Identifizierung möglicher Schädigungsentwicklungen infolge unvorhersehbarer Lastereignisse notwendig. Im Vergleich zu bildgebenden zerstörungsfreien Prüfverfahren bieten schwingungsbasierte Methoden die Möglichkeit zu einer deutlich zeit- und kosteneffizienteren Qualitäts- und Eigenschaftskontrolle. Im Beitrag wird die Entwicklung eines Diagnosesystems dargestellt, das eine effiziente und zuverlässige Bauteilbeurteilung ermöglicht, indem das zustandsabhängige dynamische Antwortverhalten der Struktur auf eine definierte Anregung akustisch aufgezeichnet, die darin enthaltene Information analysiert und mittels Algorithmen zum Maschinellen Lernen (Machine Learning) in Form von Klassifikatoren modelliert wird. Am Beispiel eines generischen Bauteils werden die Definition der akustischen Messstrecke, die Analyse der Antwortsignale, die Merkmalsdefinition, die Bewertung von Lernstrategien sowie die Klassifikatorprüfung aufgezeigt. Hierfür wurden die Anwendungsgrenzen bei der Qualitätsprüfung und Vor-Ort-Begutachtung von Faserverbundstrukturen anhand von Messungen an definiert vorgeschädigten Probekörpern analysiert, wobei die akustischen Signale unter realitätsnahen, verrauschten Bedingungen aufgenommen wurden. Schlüsselwörter: Faserverbund, Schwingungsdiagnostik, Maschinelles Lernen

1 Einführung und Problemstellung Steigende Anforderungen in den Bereichen Sicherheit, Komfort und Effizienz in Verbindung mit einem wachsenden Umweltbewusstsein machen die Verwendung neuartiger Werkstoffe und Konstruktionsansätze für Hochtechnologieprodukte im Maschinen-, Anlagen- und Fahrzeugbau sowie der Konsumgüterindustrie notwendig. Ein großes Potenzial zur Bewältigung dieser Herausforderungen bieten etwa Faserverbundwerkstoffe (FVW) mit Glas- oder Kohlenstofffaserverstärkung. Deren besonderes, durch hohe spezifische Steifigkeiten und Festigkeiten geprägtes Eigenschaftsprofil kann in weiten Bereichen den jeweiligen Anforderungen individuell angepasst werden kann [1, 2]. Signifikante fertigungsbedingte Streuungen der Bauteileigenschaften erschweren jedoch aktuell die großserientechnische Umsetzung derartig ausgelegter Leichtbaustrukturen. So können etwa bei Bauteilen aus Werkstoffen mit hoher Anisotropie Unsicherheiten wie Faserondulation, Poren- sowie Matrixtaschenverteilung [3] und DOI 10.1515/9783110469240-038



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beim Einsatz chemisch härtender Matrixsysteme auch verschiedene Vernetzungsfehler zu großen Abweichungen der resultierenden Steifigkeiten und Festigkeiten führen. In Kombination mit anderen Fehlermöglichkeiten, wie etwa mechanischer Beschädigungen während des Herstellungsprozesses, des Transports und der Montage, kann sich die Streubreite der Eigenschaftsabweichungen noch entscheidend erhöhen. Derzeit kommerziell verfügbare, bildgebende zerstörungsfreie Prüfverfahren (zfP) für FVW, wie etwa Ultraschall oder Computertomographie, ermöglichen zwar detaillierte Aussagen über den Bauteilzustand [4–6], sind jedoch sehr zeit- und kostenintensiv. Ein Schritt zur zuverlässigen Analyse auch eingebauter und unzugänglicher Strukturkomponenten stellt die Integration geeigneter Aktoren und Sensoren in relevante Strukturen dar [7], deren Signale kontinuierlich abgefragt und ausgewertet werden (Structural Health Monitoring – SHM [8]). Derartige SHM-Systeme stellen für hochwertige und vor allem sicherheitsrelevante Bauteile eine sehr gute Alternative zu den zfP dar, sind jedoch insbesondere in der Herstellung aufgrund der zu integrierenden Sensorik und Aktorik mit hohen Kosten verbunden. Alternative, nicht bildgebende zfP, die auf der Analyse mit externen Sensoren aufgezeichneter dynamischer Strukturantworten beruhen, zeichnen sich durch kurze Prüfzeiten sowie eine hohe Sensitivität im Hinblick auf die zuvor beschriebenen FVW-relevanten Fehler aus und können somit sogar für eine Vollprüfung von großen Stückzahlen verwendet werden. Bislang etablierte Verfahren wie etwa Tap-Test, Analyse der mechanischen Impedanz, Shearografie- oder Thermografieprüfungen [9] erfordern jedoch häufig speziell geschultes sowie erfahrenes Personal, was die Verbreitung und Anwendung derartiger Prüfmethoden zur Kontrolle von großserientechnisch gefertigten Faserverbundstrukturen erschwert. Ziel der beschriebenen Aktivitäten war daher die Entwicklung eines variablen Diagnosesystems, welches eine effiziente automatisierte Bauteilbeurteilung hinsichtlich vorhandener Fehler ermöglicht. Das zustandsabhängige akustische Antwortverhalten des Bauteils auf eine definierte Anregung wurde hierfür aufgezeichnet; darin enthaltene Informationen – bzgl. Eigenfrequenzen und indirekt auch modalen Dämpfungen – analysiert und mittels Mustererkennungsalgorithmen ausgewertet. Im Unterschied zu typischen Tap-Tests Annahmen [10], regen hier die an festdefinierten Punkten eingeleiteten Kraftimpulse eine globale Schwingungsantwort der Struktur an und es wird keine Übereinstimmung der Anregungs- und Schädigungsorte angenommen.

2 Entwicklung eines Diagnosesystems basierend auf Klassifizierung akustischer Antworten Ziel der beschriebenen Untersuchungen war die Entwicklung und Validierung eines Diagnosesystems für eine automatisierte Klassifizierung generischer Faserverbundstrukturen. Dabei wurden zwei Varianten der Klassifizierung mit differenzierter

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Ergebnisauflösung betrachtet. Zum einen erfolgte eine binäre Erkennung von Zustandsklassen: ‚Gutteil‘ und ‚Schlechtteil‘ und zum anderen wurden einzelne Bauteile, unabhängig von ihrem Zustand, identifiziert (Prinzip „akustischer Fingerabdruck“). Als Basis für die beiden Zuordnungen wurden akustische Antworten auf eine manuelle Anregung mit Impulshammer an vordefinierten Punkten der Strukturoberfläche genutzt.

2.1 Definition einer FVW-Teststruktur Im Hinblick auf den beabsichtigten Einsatz des zu entwickelnden Diagnosesystems wurde eine endlosfaserverstärkte Struktur mit Epoxy-Matrix definiert. Sie zeichnet sich durch eine konstante Dicke und seitliche Versteifungen aus, wie sie in etwa als selbsttragende Verkleidungsteile industriell Anwendung finden kann (vgl. Abb. 1). Das Faserverstärkungsgerüst bestand aus vier Gewebelagen und hatte folgenden symmetrischen Aufbau: 1. CF-Köper 2/2, 600g/m² 2. GF-Köper 2/2, 390g/m² 3. GF-Köper 2/2, 390g/m² 4. CF-Köper 2/2, 600g/m² Die Untersuchungen wurden an insgesamt 8 Exemplaren der so definierten Struktur durchgeführt (vgl. die Tab. 1), wovon jedes Exemplar entweder zur Klasse ‚Gutteil‘ oder zur Klasse ‚Schlechtteil‘ gehörte. Die Exemplare der letzteren Klasse wurden gezielt durch eine Impacteinwirkung mit Impactoren unterschiedlicher Geometrien sowie durch einseitiges Sandstrahlen der Strukturoberfläche geschädigt. Das Ausmaß der Schädigungen war derartig gering, dass sie keine globalen Geometrieveränderungen sowie keine wahrnehmbaren Veränderungen der akustischen Antwort verursacht haben. Zur Identifizierung der vorhandenen und eingebrachten Schäden sowie zur Vorabklassifikation der Teststrukturen wurden diese mit konventionellen zerstörungsfreien Prüfverfahren untersucht. Aufgrund der unterschiedlichen zu identifizierenden Fehlerarten wurde die Computertomographie (CT) als geeignetes Verfahren identifiziert. Hiermit war es möglich, sowohl fehlerhafte Lagenaufbauten und Lufteinschlüsse als auch Delaminationen, Faserbrüche und Oberflächenschäden zu identifizieren. Die identifizierten Fehlstellen wurden beschreibend in einer Datenbank hinterlegt, so dass eine Klassifikation anhand dieser konventionellen Untersuchungsmethode möglich war und als Referenz für die Ergebnisse des Diagnosesystems herangezogen werden konnte. Es wurden Strukturen zweier Geometrievarianten (links- und rechtsgespiegelt) und gleichen Lagenaufbaus (Köpergratorientierungen) gewählt. Damit soll demonstriert werden, dass die erarbeitete Klassifizierungsmethode für die Unterscheidung schädigungsbedingter Merkmale der gemessenen akustischen Antworten



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geeignet ist und gegenüber definierten Schwankungen der Strukturparameter robust bleibt.

2.2 Messaufbau und -prozedur Die Messstrecke zur Aufzeichnung der akustischen Antworten bestand aus einem PCbasierten Frontend und einem Messmikrofon B&K4955. Eine getriggerte Signalaufzeichnung mit einer Abtastfrequenz von 65.536 Hz wurde über eine Messdauer von 1 s inklusive 0,1 s pretrigger realisiert. Bestandteil des Messaufbaus war eine Bauteilaufhängung mittels einer angepassten Zange, die eine weitgehend freie und reproduzierbare „3-Punkt-Lagerung“ ermöglichte (vgl. Abb. 2). Der Abstand Mikrofon – Struktur (Außenseite) betrug 250 mm mit einem Peilpunkt im geometrischen Mittelpunkt der Struktur. Die Schwingungsanregung erfolgte manuell an drei Anregungspunkten AP1…AP3 mittels eines Impulshammers ohne Kraftmessung (Ursprung des Koordinatensystems liegt in der flachen Bauteilecke, vgl. Abb. 1): AP1 x=350 mm, y=100 mm AP2 x=200 mm, y=100 mm AP3 x=50 mm, y=100 mm

Rippenartige Verstärkung im Randbereich AP3

Flächiger Strukturbereich

AP2

AP1

Y X

Abb. 1: Untersuchte Faserverbundstruktur (Abmessungen ca. 449 mm x 255 mm x 40 mm); ­Bauteilorientierung: R

Mit den in Tab. 1 aufgelisteten Bauteilen wurden jeweils zehn Messungen je Anregungspunkt durchgeführt. Die 240 aufgezeichneten Zeitverläufe wurden mitsamt der Information über den jeweiligen Anregungspunkt in einer Datenbank hinterlegt. Um eine Störgeräuschkulisse mit einzubeziehen, die repräsentativ für die spätere industrielle Anwendung ist, fanden die Messungen beim laufenden Betrieb im Leichtbau Innovationszentrum des ILK statt. Die Störgeräusche wurden durch hydraulische

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Prüfmaschinen, Nebenaggregate der Computer-Tomographie-Anlage, Gespräche der Mitarbeiter etc. erzeugt. Tab. 1: Übersicht der untersuchten Bauteile Bauteilbezeichnung 1 2 3 4 5 6 7 8

‚60‘ ‚61‘ ‚73‘ ‚74‘ ‚77‘ ‚57‘ ‚63‘ ‚72‘

Bauteil-orientierung

Gezielte Nachschädigung

R R L L L R R L

Keine Keine Keine Keine Keine Beschuss, Stein Beschuss, Impactor rund, mehrmals Sandstrahlen

Teststruktur Zange mit „3-Punkt-Lagerung“

Messmikrofon

Abb. 2: Prüfaufbau bei der Messreihe mit Hammeranregung und akustischer Vermessung.

2.3 Signalanalyse und Merkmalextraktion Die aufgezeichneten Zeitsequenzen der akustischen Antworten bilden die Basis für die Berechnung von quantitativen Merkmalen, die sowohl bei der Klassifikatorenidentifikation als auch bei deren späteren Anwendung zur Bauteilerkennung zum Einsatz kommen. Die grundlegende Annahme bei der Definition des Merkmalsatzes war, dass die spektrale Zusammensetzung der Antworten sich zum einen von Bauteil zu Bauteil infolge Streuung deren Eigenschaften verändert und zum anderen, dass sie Komponenten aufweist, die bauteilübergreifend auf die eingestellten Schädigungszustände reagieren. Nachweis, Beschreibung und Prüfung solcher Zusammenhänge ist der Gegenstand des im nächsten Kapitel beschriebenen maschinellen Lernens. Entsprechend der so formulierten Annahme wurden die gemessenen Zeitsequenzen zunächst als Autoregressive (AR)-Prozesse modelliert, um anschließend die gemittelten spektralen Leistungsdichten auf deren Basis zu bestimmen. Die Wahl



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'60' Gutteil

-20

'61' Gutteil

-40

'73' Gutteil -60

'74' Gutteil '77' Gutteil

-80

'57' Beschuss, Stein

-100

'63' Beschuss, rund -120

'72' Sandstrahlen 0

10

20 Frequenz, kHz

Spektrale Leistungsdichte, dB/Hz

Messungen

von parametrischen AR-Algorithmen ist darin begründet, dass sie für kurze Signalsequenzen in der Regel eine bessere Frequenzauflösung als direkte, nichtparametrische Algorithmen liefern. Die untersuchte Struktur wurde bei der beschriebenen Vorgehensweise formal als ein lineares System betrachtet, das eine breitbandige Anregung in die gemessene Antwort transformiert. Für die Beeinflussung der Frequenzauflösung von berechneten Leistungsdichten wurden unterschiedliche AR-Modellgrade verwendet, was durch Hervorheben oder Auslöschen bestimmter Frequenzkomponenten auch den Informationsgehalt von Lerndatensätzen zur späteren Klassifikatorinduktion veränderte. Ein begleitender Effekt war dabei eine variierende Mittelung im Frequenzbereich, die einen direkten Einfluss auf die statistische Relevanz der ermittelten Leistungsdichtekomponenten und dadurch potentiell auch auf die Zuverlässigkeit des Diagnosesystems hat. Aus diesem Grund erfolgte eine Vorabanalyse der Konfidenzintervalle der spektralen Komponenten, deren Ergebnisse in die Optimierung des maschinellen Lernens, wie im Abschnitt 2.4 beschrieben ist, eingeflossen sind. So wurde ein potentiell geeigneter Bereich der AR-Modellordnungen von [10,5000] bestimmt. Die Abb. 3 präsentiert exemplarisch einen Vergleich der spektralen Leistungsdichten für alle durchgeführten Messungen von akustischen Antworten, berechnet mit einer AR-Ordnung von 263. Auffällig ist die scheinbare Homogenität dieser Daten, die eine manuelle Ableitung der Klassifizierungsregeln für analysierte Bauteile praktisch ausschließt.

30

Abb. 3: Exemplarischer Vergleich der spektralen Leistungsdichten der gemessenen akustischen Antworten für die AR-Modellordnung 263. An jedem Bauteil wurden 30 Messungen vorgenommen (jeweils 10 Messungen pro Anregungspunkt AP1, AP2, AP3).

Die eingesetzte Strategie zur Ermittlung des optimalen AR-Modellgrades verzichtete auf die Prüfung der Modellanpassung während dessen Identifikationsprozesses (etwa durch die Analyse von Reflexionskoeffizienten) und stattdessen stützte sich

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auf die Endergebnisse der Validierung von Klassifikatoren, die unter Verwendung unterschiedlich komplexer AR-Modelle erzeugt wurden. Eine solche Vorgehensweise berücksichtigt indirekt den Einfluss des Modellgrades auf die statistische Relevanz der Merkmalwerte.

2.4 Maschinelles Lernen Die Methode des maschinellen Lernens wurde zur Verarbeitung der gewonnenen akustischen Messdaten mit dem Ziel eingesetzt, die darin enthaltenen Regelmäßigkeiten in Form von Entscheidungsbäumen zu identifizieren. Anders als im Falle von z. B. künstlichen neuronalen Netzen oder Support Vector Machines, sind die potentiell möglichen Entscheidungspfade eines Entscheidungsbaumes explizit interpretierbar. Dies kann einerseits für eine Analyse physikalischer Zusammenhänge benutzt werden, die den Lerndaten zugrunde liegen und andererseits kann die aus der Baumstruktur direkt ablesbare Relevanz der Merkmale zur Optimierung der Prüfprozedur dienen. Der hier eingesetzte Algorithmus zur Identifikation von Entscheidungsbäumen gehört zur Gruppe von Algorithmen des induktiven, überwachten Lernens, d. h. er operiert an vorklassifizierten Lerndaten [11]. Verwendet wurde eine klassische Variante mit Gini-Index als Kriterium zur Optimierung der rekursiven Datenteilung sowie mit Allgemeinheitsgradkontrolle des Baumes. Ein Lerndatensatz für einen überwachten maschinellen Lernprozess besteht aus den sogenannten Beispielen. Jedes Beispiel wird dabei aus einer Anzahl von Merkmalwerten und einem Zielattribut, das die Zugehörigkeit zu einer der vordefinierten Klassen vorgibt, gebildet. Im vorliegenden Fall wurden als Merkmalwerte die Leistungsdichten an Frequenzstützstellen verwendet, die gleichmäßig zwischen Null und Nyquistfrequenz verteilt waren. Die Anzahl der Stützstellen und zugleich der betrachteten Merkmale wurde stets gleich der verwendeten AR-Modellordnung gewählt. Unterschiedliche Beispielsätze wurden durch eine variierende Zuordnung der Zielattribute zu einzelnen Merkmalrekorden gebildet. Dabei wurden zwei unterschiedliche Varianten der Zielattribute betrachtet, die zu zwei folgenden Aufgabenstellungen des maschinellen Lernens führen: – Bauteilzustandserkennung. Hierzu wurden die Messungen an Bauteilen {‚60‘, ‚61‘, ‚73‘, ‚74‘, ‚77‘} mit dem Zielattributwert ‚Gutteil‘ und die Messungen an Bauteilen {‚57‘, ‚63‘, ‚72‘} mit dem Zielattributwert ‚Schlechtteil‘ versehen (vgl. Tab. 1). – Einzelbauteilerkennung (Prinzip „akustischer Fingerabdruck“). Hierzu wurden die Messungen an einzelnen Bauteilen mit Zielattributwerten in Form ihrer Kennung aus dem Satz {‚57‘, ‚60‘, ‚61‘, ‚63‘, ‚72‘, ‚73‘, ‚74‘, ‚77‘} versehen. Für beide Aufgabenstellungen wurde eine Optimierung des Lernprozesses mit dem Ziel, die mittels der Leave-One-Out-Kreuzvalidierung geschätzte Fehlerquote der



Robuste, berührungslose Bauteilprüfung: eine Perspektive für Maschinelles Lernen 

 445

Klassifikatoren zu minimieren, durchgeführt. Die Optimierungsparameter waren dabei: – Teilung des Lerndatensatzes bezüglich der Anregungspunkte. Es wurden Teilmengen der Besipiele verwendet, die der Anregung an {AP1, AP2, AP3}, {AP1, AP2}, {AP1, AP3}, {AP2, AP3}, {AP1}, {AP2} und {AP3} entsprachen. – Auflösung der Lerndaten gesteuert durch den AR-Modellgrad bei der Berechnung der spektralen Komponenten akustischer Antworten. Eine steigende Auflösung verbessert potentiell den Informationsgehalt der Lerndaten, senkt aber gleichzeitig die statistische Relevanz einzelner Werte. – Allgemeinheitsgrad der Entscheidungsbäume vorgegeben durch die minimale Anzahl der Beispiele, die jede Knotenbedingung abdeckt. Bei identischen Ergebnissen der Kreuzvalidierung wurden allgemeine Klassifikatoren, d. h. die mit geringer Anzahl der zu prüfenden Bedingungen bevorzugt; detaillierte Klassifikatoren liefern oft eine Erklärung im Lerndatensatz enthaltener Rauschmuster und nicht der analysierten übergeordneten Abhängigkeiten (overfitting).

3 Ergebnisse und Fazit Der maschinelle Lernprozess lieferte für die Probleme der Bauteilzustandserkennung und der Einzelbauteilerkennung jeweils einen optimierten Entscheidungsbaum. Die Abb. 4a zeigt den Klassifikator des Bauteilzustands, der auf Basis von 80 Beispielen, gewonnen anhand von Messungen mit dem Anregungspunkt AP2 und unter Verwendung des AR-Modellgrades von 2599, identifiziert wurde. Mit drei Blättern und zwei Knoten, an den die Werte von nur zwei unterschiedlichen Merkmalen geprüft werden, erreicht der Klassifikator eine mittels der Leave-One-Out-Kreuzvalidierung geschätzte Zuverlässigkeit von 96,25 %. Die Abb. 4b zeigt die detaillierten Validierungsergebnisse in Form einer Wahrheitsmatrix, deren erste Spalte die tatsächlichen und die erste Zeile die erkannten Zielattribute angibt.

a)

X1280Hz < 1.5e-05

'Gutteil'

b)

X1280Hz >= 1.5e-05

X2040Hz < 2.5e-05

'Schlechtteil'

X2040Hz >= 2.5e-05

'gut'

'schlecht'

'gut'

49

1

'schlecht'

2

28

'Gutteil'

Abb. 4: a) Entscheidungsbaum für die Bauteilzustandserkennung und b) dessen Wahrheitsmatrix ermittelt mittels der Leave-One-Out-Kreuzvalidierung.

446 

 Kostka P., Dannemann M.

Der Klassifikator für die Einzelbauteilerkennung sowie die Ergebnisse dessen Kreuzvalidierung sind analog in Abb. 5 dargestellt. Eine geschätzte Zuverlässigkeit von 96,25 % wird mit einem Entscheidungsbaum erreicht, der ebenfalls akustische Antworten auf die Anregung am Punkt AP2 analysiert. Das optimale AR-Modell des Grades 1874 wird in diesem Fall zur Berechnung von zwei bis fünf Merkmalwerten benötigt, um nach Prüfung von maximal vier Bedingungen das Bauteil zu erkennen.

a)

b)

X385Hz >= 2.9e-4

X385Hz < 2.9e-4

'57' '60' '61' '63' '72' '73' '74' '77' X122Hz < 5.3e-5 X280Hz < 2.0e-3 X350Hz < 7.5e-4

'60'

X122Hz >= 5.3e-5

X280Hz X350Hz >= < 2.0e-3 1.6e-4

X350Hz >= 7.5e-4

'73'

'61'

X122Hz < 2.0e-5 X350Hz >= '74' 1.6e-4

'57'

X122Hz >= 2.0e-5 X385Hz < 1.9e-3

'77'

X385Hz >= 1.9e-3

'63'

'57'

10

0

0

0

0

0

0

0

'60'

0

10

0

0

0

0

0

0

'61'

1

1

7

0

0

0

0

1

'63'

0

0

0

10

0

0

0

0

'72'

0

0

0

0

10

0

0

0

'73'

0

0

0

0

0

10

0

0

'74'

0

0

0

0

0

0

10

0

'77'

0

0

0

0

0

0

0

10

'72'

Abb. 5: a) Entscheidungsbaum für die Einzelbauteilerkennung und b) dessen Wahrheitsmatrix ermittelt mittels der Leave-One-Out-Kreuzvalidierung.

Die in Abb. 5b dargestellte Wahrheitsmatrix enthält drei inkorrekte Zuordnungen des Exemplars ‚61‘ zu Klassen ‚57‘, ‚60‘ und ‚77‘, was möglicherweise auf Ausreißer wegen z. B. eines vorübergehend höheren Störgeräuschpegels während der Messungen am Exemplar ‚61‘ zurückzuführen ist. Die beschriebenen Untersuchungen haben die prinzipielle Tauglichkeit der ­vorgeschlagenen Lösung zur praxisgerechten Klassifizierung von Strukturen aus FVW anhand einfacher akustischer Messungen bestätigt. Die Robustheit gegenüber akustisch verrauschter Messumgebung sowie der Streuung der Kraftamplitude bei manueller Impulshammeranregung ist ausreichend, um eine hohe Zuverlässigkeit sowohl bei binärer Klassifizierung als auch bei der Einzelbauteilerkennung zu erreichen. Die hier gewonnenen Erkenntnisse ermöglichen keine abschließende Beurteilung der Diagnosemethode für eine konkrete Anwendung. Es sei vor allem darauf hingewiesen, dass sowohl die Anzahl von untersuchten Bauteilen als auch die Anzahl von deren Zuständen gering war. Insbesondere das Szenario von Einzelbauteilerkennung (Prinzip „akustischer Fingerabdruck“) hat in der hier untersuchten Form einen theoretischen Charakter und ist mit großer Wahrscheinlichkeit auf größere Bauteilserien nicht direkt anwendbar.



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Danksagung: Das Forschungsvorhaben KF 2305507BN3 wurde über die AiF Projekt GmbH vom Bundesministerium für Wirtschaft und Energie aufgrund eines Beschlusses des Deutschen Bundestages gefördert. Das Projekt wurde in Kooperation mit der SPEKTRA Schwingungstechnik und Akustik GmbH Dresden bearbeitet.

Literaturverzeichnis [1] Gude, M.: Innovative Leichtbaulösungen als Schlüssel zur Standortstärkung. Kunststoffe 104 (9): 26–29, 2014. [2] Malanowski, N., R. Glitz, und S. Stahl-Rolf: Bestandsaufnahme Leichtbau in Deutschland. VDI Zentrum Ressourceneffizienz GmbH, Berlin, 2015. [3] Thieme, M., R. Boehm, M. Gude, und W. Hufenbach: Probabilistic failure simulation of glass fibre reinforced weft-knitted thermoplastics. Composites Science and Technology 90:25–31, 2014. [4] Hillger, W. und F. K. Von Wachter: Ultraschallprüfung an Faserverbundkunststoffen Grundlagen, Methoden der bildhaften Darstellung und Ergebnisse. Materialwissenschaft und Werkstofftechnik 22(6):217–224, 1991. [5] De Chiffre, L., S. Carmignato, J. P. Kruth, R. Schmitt, und A. Weckenmann: Industrial applications of computed tomography. CIRP Annals-Manufacturing Technology, 63(2):655–677, (2014). [6] Katunin, A., M. Dańczak, und P. Kostka: Automated identification and classification of internal defects in composite structures using computed tomography and 3D wavelet analysis. Archives of Civil and Mechanical Engineering 15(2): 436–448, 2015. [7] Kostka, P., K. Holeczek, A. Filippatos, A. Langkamp, und W. Hufenbach: In situ integrity assessment of a smart structure based on the local material damping. Journal of Intelligent Material Systems and Structures, 24(3):299–309, 2013. [8] Montalvao, D., N. M. M. Maia, und A. M. R. Ribeiro: A review of vibration-based structural health monitoring with special emphasis on composite materials. Shock and Vibration Digest 38(4):295–326, 2006. [9] Heida, J.H. und J.M. Müller: In-service inspection and monitoring of composite aerospace structures. NLR-TP-2013–435 National Aerospace Laboratory NLR, Amsterdam, 2013. [10] Kim, S. J.: Damage detection in composite under in-plane load using tap test. Journal of Mechanical Science and Technology 29(1):199–207, 2015. [11] Breiman, L., J. H. Friedman, R. A. Olshen, und C. J. Stone: Classification and Regression Trees. Chapman & Hall, Boca Raton, 1993.

Koch M.

Zustandsüberwachung mit energieautarken Sensoren am Beispiel der Intralogistik und des Schienengüterverkehrs Zusammenfassung: Das Paper informiert über Untersuchungen und Ergebnisse im Rahmen der Forschungsprojekte „Zustandsüberwachung von Intralogistiksystemen – ZIL“ und „Energieautarke Sensoren zur Überwachung von Güterwagen – ESZüG“. Ziel im Projekt ZIL ist die Entwicklung von neuen Systemen und Algorithmen zur Zustandsüberwachung von Geräten und Anlagen der Intralogistik. Untersucht wurden neue Ansätze für die autonome Detektion von Strukturschäden (Structural Health Monitoring), autonome Detektion von Zustandsänderungen in Antriebs- und Führungsrollen (Condition Monitoring) und die autonome Detektion von Überlastungen (Load Monitoring). Ziel im Projekt ESZüG ist die Entwicklung energieautarker Sensoren, die ihre benötigte Energie mittels Energy Harvesting aus den Vibrationen am Güterwagen selbst generieren. Da das Schwingungsverhalten der Vibrationsquelle von den Betriebseigenschaften (Fahrgeschwindigkeit, Beladung, Streckenabschnitt, etc.) abhängt, wurden die Generatoren anwendungsspezifisch ausgelegt. Eine kontinuierliche Überwachung der Systeme durch Sensoren ermöglicht neue Optimierungspotenziale. Der Einsatz von Sensorik zur Überwachung soll dazu beitragen, die Verfügbarkeit zu erhöhen, die Wartungskosten durch bedarfsgerechte Wartung zu senken, Gerätefehlnutzungen zu detektieren und neue Erkenntnisse über die tatsächlich im Betrieb auftretenden Belastungen und Beanspruchungen von Komponenten zu gewinnen. Schlüsselwörter: Energieautarke Sensoren, Energy Harvesting, Intralogistik, Schienengüterverkehr, Zustandsüberwachung

1 Einleitung Sensoren, die den Zustand technischer Systeme während des Betriebs kontinuierlich überwachen, können dazu beitragen, Schäden und Zustandsänderungen frühzeitig zu erkennen, wodurch sich die betroffenen Komponenten zustandsbasiert instand setzen lassen. In mobilen Systemen, wie sie beispielsweise in der Intralogistik oder im Schienengüterverkehr vorkommen, ist der Einsatz drahtgebundener Sensorik in vielen Fällen nur mit erhöhtem Installationsaufwand und deshalb gesteigerten Kosten möglich. In diesen Anwendungen können energieautarke Funksensoren, die keinerlei drahtgebundene Schnittstellen zum Austausch mit ihrer Umgebung und zur Energieversorgung besitzen, einen entscheidenden Beitrag für zukünftige Lösungen liefern. Die Energieversorgung des Sensors kann entweder durch Batterien oder durch die DOI 10.1515/9783110469240-039



Zustandsüberwachung mit energieautarken Sensoren am Beispiel der Intralogistik 

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Nutzung von Energiequellen (Energy Harvesting), die in der lokalen Umgebung vorhanden sind, in der der Sensor zum Einsatz kommt, erfolgen. Gerade im Schienengüterverkehr hat sich bereits in [1] und [2] gezeigt, dass sich elektrische Energie effizient aus Vibrationen generieren lässt. Piezokeramische Materialien eignen sich beispielsweise gut für die Wandlung der an einem Güterwagen im Betrieb immer vorhandenen mechanischen Schwingungen in elektrische Energie. Sie basieren auf dem piezoelektrischen Effekt, der eine Polarisation in bestimmten anisotropen Materialien durch mechanische Belastung hervorruft. Bei Piezokeramiken (PZT) tritt wegen der molekularen Struktur grundsätzlich eine Verkopplung zwischen der mechanischen Dehnung und der elektrischen Ladung auf. Es kommt zu einer Ladungstrennung im Material. Aufgrund dieser Kopplung kann unter Zuhilfenahme einer geeigneten elektrischen Schaltung ein Teil der mechanischen Schwingungsenergie in elektrische Energie gewandelt und für energieautarke Systeme genutzt werden. Die Datenerfassung, die sensornahe Signalverarbeitung und drahtlose Übertragung lassen sich durch Mikroelektromechanische Sensoren (MEMS), energieeffiziente Mikrocontroller-Plattformen und Low-Power-Funklösungen realisieren. Die ganzheitliche Auslegung solcher Systeme stellt in vielen Anwendungen, wegen der zufällig auftretenden Vibrationen und der Umweltbedingungen (bspw. im Bahnbetrieb), eine ingenieurtechnische Herausforderung dar. Zur Abstimmung des Energiewandlers ist eine systematische Vorgehensweise notwendig. Entwicklerinnen und Entwickler müssen anhand geeigneter Entwicklungswerkzeuge in der Lage sein, die Eigenschaften aller Systemkomponenten zu berücksichtigen und dahingehend aufeinander abzustimmen, dass das System im späteren Betrieb energieautark arbeitet. Hierzu zählt unter anderem die Abstimmung zwischen der gewonnenen und der benötigten elektrischen Energie im System. Eine weitere Herausforderung besteht in der Umsetzung eines geeigneten Energiemanagements (EMM). Zur Lösung dieser Herausforderungen ist eine umfassende Systembetrachtung bereits in einer frühen Entwicklungsphase notwendig.

2 Forschungsprojekte am Fraunhofer LBF 2.1 Zustandsüberwachung von Intralogistiksystemen (ZIL) Für die Betreiber von Intralogistiksystemen, also Kränen, Flurförderern etc. ist die Verfügbarkeit ihrer Anlagen von strategischer Bedeutung. Sie fordern deshalb eine hohe Anlagenverfügbarkeit bei gleichzeitig geringen Anlagenlebenszykluskosten. Ganzheitliche Systeme, die eine umfassende Zustandsüberwachung der Intralogistikgeräte und damit deren optimierte Wartung erlauben, sind heute aber noch nicht kommerziell verfügbar. Dieser Herausforderung haben sich das Fraunhofer LBF und das Institut für Fördertechnik und Logistik IFL in einem gemeinsam gearbeiteten Förderprojekt gestellt. Übergeordnetes Ziel war dabei die Entwicklung von neuartigen

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 Koch M.

Sensornetzwerken und Algorithmen zur Zustandsüberwachung von Geräten der Intralogistik. Geplant war – ein System für die autonome, während des Betriebs stattfindende Detektion eines Steifigkeitsverlustes an Tragstrukturen (Structural Health Monitoring) zur Erkennung von Rissen in Struktur oder Schweißnähten sowie von gelösten Schraubverbindungen, – ein System für die autonome, während des Betriebs stattfindende Detektion des „Heißlaufens“ von Wälz- oder Gleitlagern zur Erkennung von Lagerschäden oder Fehlausrichtungen, – ein System für die kontinuierliche Erfassung und Dokumentation von Dehnungen an hochbelasteten Bauteilen (Load Monitoring) mit dem Ziel der genaueren Dimensionierung zukünftiger Geräte und als Grundlage für eine bedarfsgerechte Wartungsstrategie. Zum Nachweis der Anwendbarkeit wurden an Geräten der Dambach Lagersysteme GmbH & Co. KG und der Kuli Hebezeuge Helmut Kempkes GmbH Praxisversuche mit Funktionsmodellen durchgeführt. Herstellern von Geräten der Intralogistik oder deren Zulieferer aus den Fachgebieten Mess-, Elektro-, Regel-, Informations- und Kommunikationstechnik bieten die Ergebnisse Ansatzpunkte, ihre Produktpalette um Zustandsüberwachungssysteme speziell für Geräte der Intralogistik zu erweitern. IGF-Vorhaben 489 ZN/2 der Forschungsvereinigung Forschungsgemeinschaft Intralogistik/ Fördertechnik und Logistiksysteme e.V. (IFL), Lyoner Straße 18, 60528 Frankfurt am Main wurde über die AiF im Rahmen des Programms zur Förderung der industriellen Gemeinschaftsforschung (IGF) vom Bundesministerium für Wirtschaft und Technologie aufgrund eines Beschlusses des Deutschen Bundestages gefördert.

2.2 Energieautarke Sensoren zur Zustandsüberwachung von Güterzügen (ESZüG) Aus Gründen der Betriebssicherheit ist die Instandhaltung von Güterwagen in Europa gesetzlich geregelt. Die Entity in Charge of Maintenance (ECM) ist verpflichtet, für jeden Güterwagen die Betriebssicherheit durch regelmäßige Wartungen zu gewährleisten. Durch die Instandhaltung werden – über die Gewährleistung der Betriebssicherheit hinausgehend - Ausfallzeiten reduziert und die Wirtschaftlichkeit des Betriebs erhöht. Kenntnisse über die am jeweiligen Wagen tatsächlich auftretenden Belastungen, dessen Nutzung und andere Betriebsdaten wären dabei sinnvoll nutzbar, um die Instandhaltung zu optimieren und um eine zustandsbasierte Wartung einzuführen. Die permanente Ermittlung solcher Daten direkt am Waggon ist im Allgemeinen jedoch nicht möglich. Güterzüge verfügen in der Regel weder über eine fahrzeugeigene Sensorik noch über eine eigene Energieversorgung, denn Eisenbahntechnik muss aufgrund der hohen Anforderungen bezüglich Vibrationen, Temperatur, Schmutz und Feuchte



Zustandsüberwachung mit energieautarken Sensoren am Beispiel der Intralogistik 

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einfach und robust sein. Datenerfassungssysteme, die drahtlos und energieautark arbeiten, könnten daher bei der Verbesserung der Instandhaltung von Güterwagen einen relevanten Beitrag leisten. Für die Versorgung der Sensoren wird elektrische Energie aus Vibrationen gewonnen (Energy Harvesting). Die BMBF-Fördermaßnahme „Energieautarke Sensoren zur Zustandsüberwachung von Güterzügen (ESZüG)“ im Rahmen des Förderschwerpunkts „Energieautarke Mobilität – Zuverlässige energieautarke Systeme für den mobilen Menschen“ soll eine automatisierte und energieautarke Instandhaltungsplanung für Güterwagen realisiert werden, um damit Bremsen, Radlager und die Laufleistung der Wagen überwachen zu können. Ein Assistenzsystem soll die Wartung im Schienengüterverkehr sicherer und effizienter machen sowie Mitarbeiter von manuellen, körperlich beanspruchenden Wartungsarbeiten entlasten.

3 Auszug aus den Untersuchungen und Ergebnissen der Forschungsprojekte 3.1 Intralogistik – Überwachung von Regalbediengeräten Regalbediengeräte (RBG) sind schienengeführte Fahrzeuge, die für das Ein- und Auslagern von Waren in Hochregallagern und automatischen Kleinteilelagern (AKL) genutzt werden.

Abb. 1: Regalbediengerät (Bsp.), an dem verschiedene Methoden zur Detektion von Fehlzuständen untersucht wurden.

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 Koch M.

An einem Regalbediengerät (siehe Abb. 1) wurden verschiedene Methoden zur Detektion von Fehlzuständen am System im Hinblick auf eine Implementierung in ­energieautarke Sensoren untersucht:

Detektion von Führungsspiel der seitlichen Führungsrollen zur Fahrschiene Führungsspiel quer zur Bewegungsrichtung tritt z. B. zwischen der Fahrschiene (unten) oder der Führungsschiene (oben) und den Führungsrollen auf. Auf Grund von Unregelmäßigkeiten, wie beispielsweise der Unrundheit der Führungsrollen, der Exzentrizität der Lagerung, der Rauheit und der Form- und Lagetoleranzen der Schiene ist ein Mindestmaß an Spiel für RBG mit Führungsrollen aus Stahl für den reibungslosen Betrieb technisch notwendig. Handlungsbedarf besteht erst dann, wenn das Spiel einen vorgegebenen Grenzwert überschreitet. Vulkollanbeschichtete Führungsrollen können Unebenheiten durch ihre geringere Steifigkeit ausgleichen, weshalb diese im Ausgangszustand spielfrei angestellt werden. Derzeit wird der Abstand zwischen Schiene und Spurführungsrollen in regelmäßigen Abstand durch Wartungspersonal kontrolliert. Informationen zum tatsächlichen Fehler und Verschleißzustand der Führungsrollen sind im Hinblick auf eine zustandsorientierte Instandhaltung wertvoll.

Detektion von technischen Anrissen am Mastfuß des RBG RBG werden derzeit im Bereich der Betriebsfestigkeit ausgelegt. Durch zunehmenden Wettbewerbsdruck und steigende Energiekosten wird erwartet, dass in Zukunft ökonomischere Konstruktionen, beispielsweise mit geringeren Wandstärken, an ­ Bedeutung gewinnen. In diesem Fall werden die Sicherheitsreserven reduziert werden müssen, weshalb die Wahrscheinlichkeit der Rissbildung in kritischen ­Bereichen ansteigt. Einen solchen Bereich stellt der Übergang vom Mast zur Bodentraverse dar, da hier große Spannungen auftreten und ein großer Steifigkeitssprung vorliegt.  Diese Risse im Mast führen zu Steifigkeitsverlusten. Somit erscheinen zur Detektion eines technischen Anrisses am Mast Informationen zu Steifigkeitsverlusten sinnvoll.

Detektion von Radformfehler und Drehblockaden der Antriebs- und Führungsrollen Radformfehler und Drehblockaden der Antriebs- und Führungsrollen führen zu fehlerhaftem Laufverhalten auf der Fahrschiene. Deren Zustand wird regelmäßig vom Wartungspersonal kontrolliert. Methoden, die die Zustande des Laufverhaltens während des Betriebs detektieren, können die Sicherheit im Betrieb erhöhen. Informationen zu Unrundheiten und Schwergängigkeiten (bspw. einer Blockade) sind für eine zustandsbasierte Instandsetzung wertvoll. In diesem Paper wird eine in einem energieautarken Sensor implementierbare signalverarbeitende Methode zur Detektion von Führungsspiel der seitlichen



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Führungsrollen zur Fahrschiene vorgestellt. Weiterführende Ergebnisse zu dieser und anderen Methoden sind in [4] und [5] veröffentlicht. Die Methode beruht auf der Berechnung einer Wahrscheinlichkeitsdichte aus den am Fahrwerkskopf des RBG auftretenden Beschleunigungen orthogonal zur Fahrrichtung für den Fall, dass sich das RBG mit maximaler Fahrgeschwindigkeit bewegt. Das Prinzip ist in Abb. 2 schematisch dargestellt.

Abb. 2: Detektion von Führungsspiel der seitlichen Führungsrollen zur Fahrschiene mit sensornaher Berechnung eines Schadensmerkmals in einem energieautarken Sensor.

Wahrscheinlichkeitsdichte

0.035 0mm 1mm

0.03 0.025 0.02 0.015 0.01 0.005 0 -0.5

0

0.5

a in m/s 2 z

Abb. 3: Die Wahrscheinlichkeitsdichte der horizontalen Beschleunigungsamplituden des Fahrwerkskopfes orthogonal zur Fahrschiene ändert sich in Abhängigkeit von der Größe des Führungsspiels.

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Die Dynamik zwischen dem RBG und der Schiene wird wesentlich durch die Häufigkeit des Kontakts zwischen den Führungsrollen und der Schiene während des Betriebs beeinflusst. Vergrößert sich das Führungsspiel der seitlichen Führungsrollen zur Fahrschiene gegenüber dem Ausgangszustand, der sich durch eine ReferenzWahrscheinlichkeitsdichte charakterisieren lässt, nimmt die über die Führungsrollen in den Antriebskopf übertragene Kraftanregung ab. Aus der Differenz der Wahrscheinlichkeitsdichten lässt sich ein Schadensmerkmal ableiten. In Abb. 3 ist die Änderung der Wahrscheinlichkeitsdichte der Beschleunigungsamplituden bei einer Änderung des Führungsspiels A von 0 mm auf 1 mm dargestellt. Zur Berechnung wurden die Beschleunigungen bei maximaler Fahrgeschwindigkeit des RBG von ca. 4 m/s über einen Zeitraum von jeweils 40 s während des Betriebs gemessen.

3.2 Schienengüterverkehr – Überwachung von Radsätzen Im Schienengüterverkehr und gerade beim Eisenbahnwagen wurde der Einsatz von Telematik und Sensorik bisher nur in wenigen Projekten untersucht und aktuell existieren nur vereinzelte, zumeist individuelle Lösungen auf dem Markt. Dies ­ ist mitunter darin begründet, dass Güterwagen im Allgemeinen nicht über eine ­elektrische Energieversorgung verfügen, um die on-board Telematik und Sensorik zu betreiben. Verkabelungen würden allerdings hohen Aufwand bei der Nachrüstung und im Betrieb (z. B. bei der Zugbildung) führen, zumal zuverlässige elektrische Signalleitungen in der rauen Umgebung des Schienengüterverkehrs nur mit erheblichem  Aufwand umzusetzen sind. Batterien zur Versorgung der Sensoren würden die Verkabelungen vermeiden, ihr Einsatz führt allerdings zu einem weiteren, u ­ nerwünschten Wartungsaufwand. Daher ergibt sich hier ein besonders aussichtsreiches Beispiel für die Anwendung von energieautarken Sensoren, die durch Wandlung der auf dem Güterwagen vorhandenen Vibrationsenergie mit elektrischer Energie versorgt werden. Einen Mehrwert gegenüber den mit Batterien betriebenen Lösungen bietet die Technologie aber nur dann, wenn ein langjähriger zuverlässiger Einsatz erreicht wird, was mit den derzeit kommerziell erhältlichen angebotenen Lösungen nicht garantiert werden kann. Zur Etablierung dieser Technologie in der Industrie stellt sich daher die Herausforderung, eine effiziente Auslegung angepasster, zuverlässiger Gesamtsysteme aus Energy Harvesting und intelligenter Sensorik zu validieren. Dies soll am Beispiel der komplexen Anwendung „Güterwagen“ geschehen.

3.2.1 Betriebsdatenerfassung, -klassierung und -analyse Grundlegend für die Auslegung und Optimierung eines energieautarken Sensors ist die Charakterisierung der Eigenschaften der Energiequelle [3]. Deswegen wurden die



Zustandsüberwachung mit energieautarken Sensoren am Beispiel der Intralogistik 

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im Betrieb auftretenden Vibrationen an einem Kesselwagen mit einem Y25-Drehgestell vom Typ Zarcens und einem Fassungsvermögen von 75 m3 während einer Fahrt im regulären Bahnbetrieb im Pendelverkehr zwischen Ludwigshafen und Schwarzheide in Deutschland über eine Distanz von ca. 600 km sowohl im beladenen als auch im unbeladenen Zustand gemessen. Die Instrumentierung des Kesselwagens und die Aufzeichnung der Betriebslasten wurde im Rahmen des Projekts ESZüG von der TU Berlin durchgeführt und dem Fraunhofer LBF für die weitere Analyse zur Verfügung gestellt. Beschleunigungen wurden in 3 Raumrichtungen an 6 Messstellen mit einer Abtastfrequenz von 5 kHz gemessen. Außerdem wurden unter anderem die Umdrehungsfrequenz an einem der acht Radsätze sowie die GPS-Daten aufgezeichnet. Des Weiteren wurde auch die Umgebungstemperatur gemessen.

Number per OS [log10]

Cargo: loaded, Number of found states: 1596 OS

3 2 1 0 0 4200 3200

50 2200

Train velocity [km/h]

100

1200 200 Track curve radius [m]

Abb. 4: Linke Seite: Verteilung der ausgewerteten Betriebszustände (OS) für die Fahrt mit dem ­beladenen Güterwagen. Rechte Seite: Mittelwert der Frequenzspektren ausgewählter Betriebszustände. (1) Geschwindigkeitsabhängige Peaks. (2) Beladungsabhängiger Peak. (3) Stabile WorstCase Frequenz.

Eine systematische Kategorisierung und Analyse der enormen Menge an Messdaten bildete die Basis für die Dimensionierung eines Schwingungsenergiewandlers. Dafür wurden verschiedene Betriebszustände (OS) gemäß der Beladung (beladen und unbeladen), der Zuggeschwindigkeit und dem Gleisbogenradius definiert. Ein Datensatz wurde aus der Gesamtdatenmenge extrahiert wenn die drei Parameter über einen Zeitraum von 20 Sekunden konstant blieben (mit einer gewissen Toleranz). Dadurch konnte an einem der 8 Achslagerdeckel 1596 Betriebszustände für den beladenen Zustand und 1125 Betriebszustände für den unbeladenen Zustand extrahiert werden. Die Anzahl der Betriebszustände für die verschiedenen Kombinationen aus Gleisbogenradius und Zuggeschwindigkeit im beladenen Zustand ist in Abb. 4 auf der linken Seite dargestellt. Gleisbogenradien größer oder gleich 5 km wurde in der Klassierung als ein gerader Verlauf der Gleise angenommen. Bei der weiteren Analyse wurde die Beschleunigungszeitreihe von 20 s entsprechend dem jeweiligen Betriebszustand in den Frequenzbereich transformiert und

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 Koch M.

dort statistisch bewertet. Die rechte Seit von Abb. 4 zeigt auszugsweise die gemittelten Frequenzspektren von drei Betriebszuständen. Die entsprechenden Betriebsparameter sind in Tab. 1 aufgeführt. Tab. 1: Betriebsparameter der ausgewählten Betriebszustände. Position Spektrum (siehe Abb. 4)

Gleisbogenradius

Links Mitte Rechts

Gerade Strecke Gerade Strecke Gerade Strecke

Zuggeschwindigkeit [km/h] 80 90 100

Beladung Unbeladen/beladen Unbeladen/beladen Unbeladen/beladen

Geschwindigkeitsabhängige Analyse: Der Vergleich der Spektren zeigt, dass einige Peaks ihre Frequenz in Abhängigkeit der Zuggeschwindigkeit ändern (siehe Markierung 1 in Abb. 4). Diese Frequenzen werden periodisch durch die regelmäßigen Abstände der Eisenbahnschwellen angeregt. Beladungsabhängige Analyse: Abb. 4 zeigt auch, dass die Spektralamplituden im beladenen Zustand im Allgemeinen höher sind als im Ungeladenen. Es lässt sich auch beobachten, das sich ein Peak bei 106 Hz im beladen Zustand auf 101 Hz im unbeladenen Zustand verschiebt (siehe Markierung 2 in Abb. 4).

3.2.2 Signalverarbeitende Methode zur Detektion von Rundheitsabweichungen an Eisenbahnrädern Ziel des Projekts ESZüG war die Entwicklung eines energieautarken Sensors zur Detektion von Flachstellen, die auf den Laufflächen der Räder auftreten (siehe linke Seite von Abb. 5). Hierzu wurde seitens des Fraunhofer LBF eine signalverarbeitende Methode entwickelt und vom Industriepartner in einen energieautarken Sensor implementiert. Überwachung der Radlauffläche durch Drehwinkel-synchronisierte Mittelung der vertikalen Radbeschleunigung Die Methode eignet sich zur Erfassung bestimmter Formen von Rundheitsabweichungen an Eisenbahnrädern, z. B. Flachstellen und Polygonbildung. Ist die Lauffläche des Rades geschädigt, führt dies im Allgemeinen zu einer periodisch wiederkehrenden Vertikalbeschleunigung in der Drehachse, sobald der geschädigte Bereich über das Gleis abrollt. Diese, den Raddefekt charakterisierende, Anregung wird im realen Bahnbetrieb durch andere Anregungsanteile überlagert (Rauheit der Schiene, Schienenstoß, Weichenüberfahrt, u. v. m.). Dadurch lassen sich gerade kleinere



Zustandsüberwachung mit energieautarken Sensoren am Beispiel der Intralogistik 

 457

Rundheitsabweichungen nicht eindeutig im realen Zeitverlauf der Vertikalbeschleunigung erkennen. Ein Großteil anderen Anregungen sind allerdings nicht mit dem Raddrehwinkel korreliert und lassen sich durch Korrelation der Vertikalbeschleunigung mit dem Drehwinkel rausrechnen. Auf der rechten Seite von Abb. 5 ist das Prinzip der Methode schematisch darstellt, welche im Rahmen des Projekts ESZüG entwickelt und in einem energieautarken Sensor umgesetzt wurde. Hierzu wurden am Achslagerdeckel die vertikalen Beschleunigungen mit einem MEMS-Beschleunigungssensor und der Raddrehwinkel mit einem Hall-Sensor erfasst. Für die Vertikalbeschleunigung wird dem Drehwinkel entsprechend der Mittelwert berechnet. Dadurch werden die nicht mit dem Drehwinkel korrelierten Beschleunigungsanteile, die beispielsweise durch Unebenheiten der Schiene angeregt werden, eliminiert (Abb. 6). Die mit dem Radwinkel synchron auftretenden Anregungen, beispielsweise die einer Flachstelle, bleiben in der gemittelten Funktion als Schadensmerkmal erhalten (Abb. 7).

Abb. 5: Linke Seite: Beispiel einer künstlich erzeugten Flachstelle an einem Eisenbahnrad. Rechte Seite: Prinzip Skizze der in einem energieautarken Sensor umgesetzten Methode der Drehwinkelsynchronisierten Berechnung von Mittelwerten der vertikalen Radbeschleunigung.

3.2.3 Auslegung des Schwingungsenergiewandlers und des Energiepuffers Bei der Umsetzung des energieautarken Sensors zur Detektion von Flachstellen wurde ein Messintervall von 10 Minuten in einem Geschwindigkeitsintervall des Zuges von 30 km/h bis 100 km/h festgelegt, in dem das System zuverlässig einmalig den Zustand erfassen muss. Experimentelle Untersuchungen haben ergeben, das für jeden Messzyklus eine Energiemenge von 20 mJ durch den Energiewandler bereitgestellt werden müssen. Um einen zuverlässigen Betrieb in der realen Bahnumgebung zu erreichen, muss diese notwendige Bedingung bei der Auslegung des piezoelektrischen Schwingungsenergiewandlers berücksichtigt werden. Deshalb wurde bei der Dimensionierung des Energiewandlers die reale Vibrationscharakteristik der Energiequelle am Güterwagen berücksichtigt (siehe Abb. 4).

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 Koch M.

Abb. 6: Durch die Radwinkel-synchrone Berechnung von Mittelwerten der Vertikalbeschleunigung am Achslagerdeckel von Güterwagen werden die nicht mit dem Drehwinkel korrelierten Anteile eliminiert. Diagramm oben: Auszug der Vertikalbeschleunigung am Achslagerdeckel während des realen Bahnbetriebs ohne Flachstelle. Diagramm unten: Über den Drehwinkel gemittelte Vertikalbeschleunigungen. Nicht-korrelierte Anteile verschwinden.

Abb. 7: Über den Drehwinkel gemittelte Vertikalbeschleunigungen im Fall einer Flachstelle. Die Diagramme zeigen das Ergebnis einer Simulation für eine 10 mm Flachstelle bei unterschiedlichen Zuggeschwindigkeiten (35 km/h links, 60 km/h mittig, 100 km/h rechts).

Literaturverzeichnis [1] Koch, M., M. Kurch, und D. Mayer: On a Methodical Design Approach for Train Self-Powered Hot Box Detectors, in J. Pombo, (Editor), “Proceedings of the First International Conference on Railway Technology: Research, Development and Maintenance”, Civil-Comp Press, Stirlingshire, UK, Paper 90, 2012. doi:10.4203/ccp.98.90.



Zustandsüberwachung mit energieautarken Sensoren am Beispiel der Intralogistik 

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[2] Koch, M., M. Kurch, und D. Mayer: Methodical Design Approach and Field Test of a Self-Powered Train Hot Box Detector, International Journal of Railway Technology, Volume 1(4), Page 19–38, 2012, ISSN: 2049–5358. [3] Koch, M. und W. Kaal: Investigation of the operational vibration characteristics of a Freight Car to design Energy Harvesting Sensors, 31th Danubia-Adria Symposium, Kempten University, Germany, 2014. [4] Becht, P. und A. Friedmann: Numerical and experimental evaluation of signal statistics for Structural Heath Monitoring, 31th Danubia-Adria Symposium, Kempten University, Germany, 2014. [5] Becht, P.: Numerische und experimentelle Analyse zur Anwendbarkeit statistischer Methoden in der Strukturüberwachung. Masterarbeit, FB Systemzuverlässigkeit und Maschinenakustik SZM, TU Darmstadt, Darmstadt, D, 2014.

Schagerl M., Gschoßmann S., Karna N.K., Meindlhumer M., Viechtbauer C., Zhao Y.

On the development of Structural Health Monitoring systems for automatic strength control of commercial aircraft spoilers Abstract: In service, control surfaces on the wings of commercial aircrafts are exposed to high aerodynamic loads. Permanent control movements cause significant fatigue loading and the use as an air brake introduce high static loads. Additionally, due to the exposed position of the control surface, there is the risk of impact damages. A further aspect is the state-of-the-art sandwich design, which is a challenge regarding both, manufacturing and inspection. Therefore, aircraft spoilers are currently designed with very conservative assumptions. This article deals with a modern approach to develop a more efficient damage tolerant strength design. Based on detailed structural analysis Structural Health Monitoring (SHM) systems are introduced, which shall enable the on-line, holistic, and automatic control of the structure’s strength. The structural analysis includes a detailed safe-life analysis considering the expected spectrum of fatigue loads. Critical points on the structure are then monitored by optimally placed sensors. The possible candidates of sensors and SHM methods include traditional technologies such as electro-mechanical impedance measurements. As pure SHM systems only identify damages, some final statements on the integration of damage assessment procedures by methods of systems engineering are made. These modern approaches may guide the multidisciplinary design of holistic, automatic strength control systems for commercial aircraft spoilers. Keywords: aircraft spoilers, fatigue life, damage tolerance, structural health monitoring

1 Spoilers on wings of large commercial aircrafts 1.1 Current designs and alternative concepts Spoilers on wings of large commercial aircrafts often combine more than one function. Immediately after landing, or in the event of aborted take-off, they are deflected in an almost upright position. As a result of the interrupted airflow over the flaps, the wing loses a large part of its lift, which increases the normal force on the tires and makes braking more effective. In addition, spoilers create considerable drag and these combined effects increase the deceleration of the aircraft up to 20%. Outboard DOI 10.1515/9783110469240-040



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spoilers are also used in flight when an appreciable increment in drag is required to obtain a high rate of descent or to improve speed stability with a constant angle of decent [1]. State of the art, aircraft spoilers are designed as sandwich structures. The lower and upper skin consists of layers made of carbon fiber reinforced polymers. The core is typically a honeycomb structure. The load introduction for spoiler deflection and retraction is applied on the lugs of the so-called center hinge fitting; a complex monolithic part, which is integrated in the sandwich structure (cf. Fig. 3). Additionally, two metal brackets provide simply support to the spoiler at its outboard and its inboard edge, respectively (cf. Fig. 1). The sandwich design has weight optimal bending stiffness. However, current research activities aim for a replacement of the sandwich design by a monolithic structure. Proposals consider monolithic stiffened panels, where the orientations and shape of the stiffeners are found with numerical topology optimization methods [2], or consider alternative torque box designs [3]. The reasons for this research are primarily the manufacturing efforts when using honeycomb cores, which require the use of resin pre-impregnated fiber products. The sandwich has to be cured in one or several steps in a cost intensive autoclave process. Here, monolithic structures would allow the application of alternative, more cost efficient manufacturing process technologies like resin infusion. Another disadvantage of sandwich structures occurs in operation, when they are exposed to varying environmental conditions, e.g. if condensed water is absorbed by the aramid honeycomb core. Despite the mass increase, the absorbed water can freeze and cause serious damage to the sandwich structure.

1.2 Applied loading conditions and structural analysis The current industrial standard for structural analysis of spoilers is throughout based on static load cases, followed by a linear stress, respectively strain analysis. The static analysis considers limit load cases and ultimate load cases, where the assumed ultimate loads equal the according limit loads increased by a safety factor of 1.5. In extended configuration the jack stalling hinge moment balances the air load. To allow for buffets in this configuration both, limit and ultimate loads are moreover increased by a so-called buffet factor of 1.1. The spoiler is typically loaded by air pressure. The height of the pressure depends on the deflection angle of the spoiler and the pressure distribution depends on the deflection of adjacent spoilers on the wing. Fig. 1 shows a spoiler in a 35° configuration and its deformation due to the air load. The linear Finite Element analysis was performed with the program HyperWorks 13.0 (Altair Engineering Inc.). In retracted, closed position the actuators will be rigged to get a pre-tension to avoid unintentional spoiler edge lift-offs. If the spoiler is rigged to stop fittings or to the flap, additional

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 Schagerl M. et al.

loads are introduced by these constraints. Beside these regular load cases, which need to be justified under ultimate loads, also analyses with broken brackets are required by safety regulations. Such failure load cases need a justification only under limit load condition.

Fig. 1: Results of a linear Finite Element analysis. The spoiler is extended to 35° configuration and deforms due to the air load. The displacements are scaled with factor 2.5.

The design objectives to ensure static strength are material strength, deformation and stability. Strength criteria for material failure of the skin consider fiber failure, matrix failure, and transverse shear failure. Strength criteria for the core consider transverse shear and transverse compression failure. Stability criteria consider both, global buckling and local wrinkling of the skin. It is current standard and also stateof-the-art that the fatigue analysis is also based on static loads. In the sense of a not growing damage tolerance criteria (or more accurately, a flaw-tolerance safelife approach), it is assumed, that endurance is given (particularly if barely visible damages are present), if the equivalent strains do not exceed a certain threshold, e.g. 4500 μm/m. This approach is pragmatic, safe and fulfills thus the current demands of certification authorities [4]. Nevertheless it does not yield an optimized lightweight structure. The next sections shall therefore discuss ways to introduce more refined and advanced approaches, i.e. detailed fatigue life analyses, enhanced damage tolerance concepts, integrated non-destructive testing (NDT) methods and inspection strategies; possibly supported by on-board Structural Health Monitoring (SHM) systems.

2 Advanced damage tolerance requirements Commercial aircraft engineering obeys most advanced safety concepts. Historically their development was often initiated by tragic accidents, followed by an immediate



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refinement of the certification specifications by the certification authorities in collaboration with the aircraft industry [5]. Important, well-known and successfully applied safety concepts are the evaluations regarding safe-life, fail-safe and damage tolerance [4]. Fig. 2 shows the classical picture illustrating damage tolerance. The lower curves show the onset of damage progression (which is part of the safe-life evaluation) and the following increase of damage size due to applied loading conditions. The upper curves show the according decrease of the structure’s strength. The structure would fail if this residual strength falls below the design load (the maximum load level expected during operation) in which case the damage would reach its critical level. On the one hand, within the inspection program, the damage needs to be detected in advance. On the other hand, with a specific inspection method, e.g. ultrasonic testing, it is only possible to detect a damage of a specific size. For this method the corresponding inspection interval is the time a damage grows from the detectable to the critical level. If the structure is inspected in these intervals, no damage can become critical. The decision for a rougher (but more convenient and cheaper) inspection method, e.g. only visual inspection, naturally leads to a shorter inspection interval. structural strength

perfect material

material with imperfections

design load

damage size

continuous monitoring by SHM system

inspection interval critical size detectable size SHM detectable size NDT onset of damage progression

alarm failure

time

Fig. 2: The concept of damage tolerance and its possible support by Structural Health Monitoring systems.

However, the damage tolerance safety concept focus in its original formulation on metallic parts, were the damage is a simple fatigue crack. The direct application on composite structures is definitely not straight forward. For that, it is worth to take a

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 Schagerl M. et al.

look at the certification standard for large rotorcrafts CS 29.573 [6], which describes the challenge arising with composite structures very clearly. In particular, this paragraph highlights the demands of damage tolerance and fatigue evaluation: (1) Damage tolerance evaluations of composite structures must show that catastrophic failure due to static and fatigue loads is avoided throughout the operational life or prescribed inspection intervals of the rotorcraft. … (3) Each damage tolerance evaluation must include … (v) an assessment of the residual strength … and (vi) allowances for the detrimental effects of material, fabrication techniques, and process variability.

Whereby the first statements are the standard formulations of damage tolerance, the last statement has high impacts on analysis and inspection. A discussion how the consideration of manufacturing defects change the view on damage tolerance diagrams as depicted in Fig. 2 is presented in [7]. However, the demand to simplify the inspection of composite structures has led to a comeback of no-growth policies, where it is required that the structure, with flaws present, is able to withstand repeated loads of variable magnitude without detectable flaw growth. Moreover, to justify this requirement current structure analysis methods do not perform a fatigue analysis. Simple static strain thresholds are introduced, to ensure endurance (see Section 1.2). Thus, the first step to advance the damage tolerance approach is the performance of a detailed fatigue analysis to calculate the fatigue life until nucleation of damages or onset of damage propagation considering the actual spectrum of the cyclic loads. Numerical tools for such analyses are rarely available. Fig. 3 shows the result of a complete fatigue analysis for the spoiler performed with the program FEMFAT (Engineering Center Steyr GmbH). FEMFAT is a post-processor which evaluates the results from linear Finite Element stress analyses based on S-N curves (respectively, Haigh diagrams) and Palmgren-Miner damage accumulation rules [8]. However, S-N curves for laminated fiber reinforced polymers show a big scatter due to the high probability of imperfections. Fig. 2 indicates the influence of the probability density function on both, the structural strength and the fatigue life. Further, there exists a large variability of possible manufacturing defects, which are moreover difficult to parametrize. The high confidence level for predictions usually required in aircraft engineering, results therefore in low margins for allowable stress amplitudes [9]. Here, a solution to increase the confidence level and with that the fatigue allowables might be the support by on-board SHM systems. Such systems shall raise an alarm, if a damage is detected to grow. The demands on such SHM systems regarding e.g. reliability and robustness are of course high. However, it shall be noted that the accuracy of measurement, i.e. the detectable damage size, is actually required to be much lower than of comparable NDT technologies used for inspection. Whereby a NDT method, which detects a smaller damage size yields a longer inspection interval, the SHM system shall only raise alarm well before the damage becomes critical (see Fig. 2).



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 465

top skin

bottom skin center hinge fitting

short life

long life

infinite life (endurance)

Fig. 3: Fatigue life analysis of the monolithic parts of a spoiler. The colors indicate the number of flights until initial damage.

3 Integration of Structural Health Monitoring systems 3.1 Available Structural Health Monitoring technologies In the preceding section the possible role of SHM systems in advancing the damage tolerance concept for composite materials was discussed. Tab. 1 shows a selection of promising SHM methods, which are currently under investigation by the authors. The methods can be distinguished if they are based on static loading or on dynamic excitation. They can also be distinguished by the used sensor, respectively actuator. Finally, they can be distinguished by the measurement result, i.e. if they are based on information in a point, along a curve, at the surface or of the entire volume, or if they are based on ultrasonic wave propagation or standing waves (vibration). All methods listed in Tab. 1 are actually candidates for application on aircraft spoilers. As an example the method of electro-mechanical impedance (EMI) shall be presented in the next section.

3.2 Electro-mechanical impedance response of a damaged aircraft spoiler The EMI method uses piezo-electric elements bonded on the structural component under investigation [10]. The piezo-electric element is supplied by a harmonic

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 Schagerl M. et al.

voltage u of frequency ω which causes a harmonic excitation on the element and by that means on the structure itself. Due to this excitation, the structure reaches a steady-state vibration. The current i and thus the impedance Z = u/i measured on the piezo-electric element contain the impedance of the element itself and depend on the dynamic stiffness of the structure, i.e. on its mass, stiffness and damping properties. Changes of the structural behavior, particularly due to damages, should therefore be shown by the measured impedance. Fig. 4 and 5 present the simulation of the EMI method when applied to an aircraft spoiler. Tab. 1: Selection of Structural Health Monitoring methods currently under investigation for application on aircraft spoilers. Approach

SHM method

Sensor

Action

Static

strain measurement

strain gauge (DMS)

at a point

strain measurement

fiber optical sensor (FOS and FBG)

along curve

electrical impedance tomography (EIT)

carbon nanotubes embedded film (CNT)

on surface

electrical resistance measurement

carbon fiber reinforced polymer material itself

through volume

electro-mechanical impedance (EMI)

piezo-electric element

vibration

Lamb waves

piezo-electric element

wave propagation

Dynamic

applied force simulates sim piezo-electric element Fig. 4: Analysis of steady-state vibration of a spoiler, performed with a linear Finite Element model. The harmonic excitation of the aircraft top skin yields the dynamic stiffness at a certain frequency (2.7×104 Hz in the depicted case).

For analysis, in a first step a linear steady-state Finite Element analysis is performed with the program Abaqus (Dassault Systèmes) which yields the dynamic stiffness k structure at different frequencies ω. For that, a harmonic load is applied at the considered position of the piezo-electric element (see Fig. 4). This excitation is related to the resulting harmonic displacement response. The electro-mechanical coupling is then calculated by the analytical formula [10]



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 467

resistance Re ( ) [ ] 103

102

101

100

10-1 0

1 104

2 104

3 104

4 104

frequency

⁄ (2 ) [Hz]

Fig. 5: Spectrum of the resistance measured at the piezo-electric element. A point on this curve (e.g. at 2.7×104 Hz) is calculated with Equation (1) where the dynamic stiffness of the spoiler is determined by Finite Element analysis (cf. Fig. 4).

−1 kPWAS 1  u( ω ) (1)  Z (ω ) = =  1 − κ 2 i(ω) jωC  kPWAS + k structure(ω)  where C, κ, and kPWAS are the zero-load capacity, the electro-mechanical coupling factor, and the static stiffness of the piezo-electric element, respectively. Fig. 5 shows the resulting frequency spectrum of the real part Re(Z ) of the impedance, i.e. the frequency depending resistance measured at the piezo-electric element. In the next step damage initiation is simulated by locally decreasing the material’s stiffness. In Fig. 6 the initial damage is considered at a position, which was predicted by the detailed fatigue life analysis presented in Fig. 3. For damage indication a simple metric is ω2

∫

(2) DM =  (Re(Zdamaged(ω)) − Re(Zundamaged(ω)))2 dω ω1

Fig. 6 shows how this damage metric changes as the area of the considered damage increases. The EMI method is actually easy to apply. Sensor and actuator is combined in one simple piezo-electric element. The measurement device is a simple impedance analyzer. The numerical analysis, respectively design can be done with a simple linear Finite Element model, which nowadays should be available for all critical structural parts. Despite this simplicity at least two challenges occur in the practical realization.

468 

 Schagerl M. et al.

First, damping has a significant effect on the measurement result. To understand the measured signals more sophisticated models than (1) for evaluation are therefore required. Second, the damage metric (2) significantly depends on the considered frequency domain [ω1, ω2 ]. The significant part of the spectrum needs to be found. These challenges show that the pure data-based evaluation of the frequency spectrum is not enough and insufficient for general use. The interpretation of the results requires a model-based approach, i.e. an approach based on detailed analysis of the electromechanically coupled problem, which is part of the current research of the authors [11].

piezo-electric element

8×105

6×105

4×105

2×105

0

1

2

damage

Fig. 6: Change of the damage metric as the area of the considered damage increases.

4 Conclusion for automatic Structural Strength Control An all-embracing SHM system is able to supply information on four levels [12]: detection (Is the structure damaged or not?), localization (Where is the damage located?), qualification (What kind of damage is it?), and quantification (What is the size of the damage?). In this way, pure SHM systems only deal with the diagnosis of damages. The example presented in the preceding section even only provides information on the first level. Relevant questions for structural analysis and design, i.e. concerning the effect of detected damages on the strength of the structure or concerning necessary repair actions are typically not considered by developers of monitoring systems. Also questions regarding regulation and safety requirements are treated by other groups. Here, the article [13] proposes a holistic approach. In an interdisciplinary process the load carrying capability (i.e. strength and stiffness) of damage tolerant lightweight structures shall be monitored and assured (i.e. controlled); during the



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operation, on-line and over the lifetime of the structures. For this holistic approach the term Structural Health Control (SHC) is introduced, wherein SHM is an important, but only one of several topics. The initial subjects structural health, loads and usage monitoring, which constitute the general topic flaw indication and monitoring, are followed by the subjects flaw assessment and prognosis, which constitute the general topic effects of flaws, and by the subjects regulations, safety and condition based maintenance, which constitute the general topic flaw implications and repair. Moreover, structural analysis is acknowledged as an essential topic, which contributes to all other topics with the development of analysis methods and the establishment of a structural data base. Actually, such a holistic approach allows the interpretation as a feedback control loop, where the strength of the structure is continuously controlled. Fig. 7 illustrates such an information flow in form of a block diagram. The aircraft spoiler represents the “system” which damage state needs to be controlled. Actions like operational loads (air load, rigging load, etc.) or environmental influences (temperature, humidity, impact damages, etc.) act as “disturbances” to the system. As “control variables” the damage and loading state are identified by the monitoring blocks and further processed by the effects of flaw blocks. These “sensors” feed back the determined residual strength and the remaining life time. The desired design load and design life constitute the “reference signal” for strength and durability analyses. In case of a damage the lack of strength and life time can be understood as “control errors”. These variables are the input for the condition based maintenance block, which has thus the function of a “controller”, generating repair measures as “actuating variables” for the damaged spoiler. Actions operational loads environmental influences

Regulations and Safety

design load design life

lack of strength lack of life time −

Condition Based Maintenance

repair measures

residual strength remaining life time damage state Flaw Prognosis

Flaw Assessment loading state

Spoiler Structure

Structural Health Monitoring Loads and Usage Monitoring

Fig. 7: Controlling the structural strength of an aircraft spoiler. The process can be illustrated as a feedback control loop.

470 

 Schagerl M. et al.

The holistic process depicted in Fig. 7 is a system by definition, i.e. a set of interrelated components working together toward a common objective [14]. The components are the indicated blocks and the common objective is controlling the strength of the aircraft spoiler during operation. The modern discipline of systems engineering guides the engineering of such complex systems. Part of future research is therefore the application of methods of systems engineering to bridge particularly the topics of SHM and damage mechanics, and to develop an automatic strength control system for commercial aircraft spoilers. Acknowledgement: The financial support by the Austrian Federal Ministry of Science, Research and Economy and the National Foundation for Research, Technology and Development is gratefully acknowledged.

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On Structural Health Monitoring of aircraft spoilers 

 471

[12] Rytter, A.: Vibration based inspection of Civil Engineering. PhD Thesis, The University of Aalborg, Denmark, 1993. [13] Viechtbauer, C., K.-U. Schröder, and M. Schagerl: Structural Health Control – A comprehensive concept for observation and assessment of damages. In: R. Scheidl et al. (Eds.): The 13th Mechatronics Forum International Conference, 2:599–608, Trauner Verlag, Linz, 2012. [14] Kossiakoff, A., W.N. Sweet, S. Seymour, and S.M. Biemer: Systems engineering: principles and practice. John Wiley & Sons, Chichester, 2nd ed., 2011.

Barth S., Bartzsch H., Glöß D., Frach P., Suchaneck G., Gerlach G.

Energy Harvesting auf der Basis piezoelektrischer AlN- und AlScN -Dünnschichten

Zusammenfassung: Eine zunehmende Entwicklung autarker Sensorik liegt in der Miniaturisierung der Systeme. Dies beinhaltet auch die Energiegewinnung mittels Energy Harvesting. Die Erhöhung der generierbaren Energie bzw. Verringerung der notwendigen Größe des Harvesters ist daher ein wichtiger Aspekt. In dieser Arbeit werden die piezoelektrischen Eigenschaften von AlN- und AlXSc1-XN-Schichten, insbesondere im Hinblick auf das Energy Harvesting verglichen. Anhand eines Messaufbaus auf der Basis einfacher Schwinger aus Si-Streifen mit Schichten von ca. 10 µm Dicke wird gezeigt, dass sich die generierte Energie durch Nutzung von AlXSc1-XN auf ungefähr das 5 fache im Vergleich zu AlN-Schichten steigern lässt. Im Anschluss wird der Aufbau eines Gleichrichters auf Basis des SSHI-Prinzips („synchronized switch harvesting on induction“) vorgestellt und die Effizienzsteigerung der Energieumwandlung gegenüber einem einfachen Dioden-Gleichrichters gezeigt. Die Schichtabscheidung der AlN- und AlXSc1-XN-Schichten erfolgte mittels reaktiven Puls-Magnetron-Sputterns. Es wurde eine Beschichtungsrate von 200 nm/min auf einem Substratdurchmesser von 200 mm erzielt. Damit ist eine kostengünstige Abscheidung von Schichten für das Energy Harvesting auch im industriellen Maßstab möglich. Schlüsselwörter: AlN, AlScn, Sputtern, Energy Harvesting

1 Einleitung Aluminiumnitrid (AlN) ist ein piezoelektrisch wirksames Material mit hexagonaler Wurtzit-Struktur. Als dünne Schicht wird es beispielsweise bereits für elektroakustische Filter, sogenannte BAW-Filter eingesetzt [1]. Aufgrund seiner niedrigen dielektrischen Konstante und guter mechanischer Eigenschaften ist es auch, trotz vergleichsweise niedrigen piezoelektrischen Koeffizienten d33 und d31, ein interessantes Material für Anwendungen im Bereich des Energy Harvesting. In den letzten Jahren wurde gezeigt, dass sich die vergleichsweise niedrigen piezoelektrischen Koeffizienten des AlN durch eine Dotierung mit Sc erhöhen lassen [2]. Ursache ist die Verringerung der Steifigkeit durch den Einbau von Scandium auf Aluminiumplätzen [3]. Dadurch kann eine maximale Steigerung des piezoelektrischen Koeffizienten d33 um das 4-fache für Al0,57Sc0,43N gegenüber AlN erzielt werden [2, 4].

DOI 10.1515/9783110469240-041



Energy Harvesting auf der Basis piezoelektrischer AlN- und AlScN -Dünnschichten 

 473

Die Dotierung von AlN mit Sc ist damit für Anwendungen im Bereich Energy Harvesting besonders vorteilhaft.

2 Experimentelles Die Beschichtungen erfolgten mittels reaktiven Puls-Magnetron-Sputterns in stationärer Anordnung durch ein Doppel-Ring-Magnetron DRM400 von Fraunhofer FEP (siehe Abb. 1). Durch die Überlagerung der Entladungen beider Ringtargets ist es möglich, auf einer Fläche von bis zu 200 mm Durchmesser homogene Schichten abzuscheiden. Als Targetmaterial zur Abscheidung von AlN wurde metallisches Aluminium (5N) verwendet. Für die Abscheidung von Al1-xScxN wurde Scandium (3N5) als Material für das Innentarget genutzt. Die Targets wurden reaktiv in einer Argon-Stickstoff-Atmosphäre gesputtert. Durch geeignete Prozessregelung wird der Prozess im Übergangsbereich zwischen rein metallischem und oxidischem Betrieb stabilisiert. Dadurch können stöchiometrische Schichten mit hohen Abscheideraten auf dem Substrat realisiert werden. Durch Variation des Leistungsverhältnisses des Al- und Sc-Targets lässt sich beim Cosputtern von AlXSc1-XN die Schichtzusammensetzung beliebig einstellen. Darüber hinaus ist es möglich, den Pulsmodus im Puls-Magnetron-Sputterprozess zu variieren, dadurch die Plasmaparameter anzupassen und die Schichteigenschaften gezielt zu beeinflussen [5].

Abb. 1: Anordnung zur Abscheidung piezoelektrischer Schichten (links) und Schichtdickenverteilung des Doppel-Ring-Magnetrons DRM400 (rechts).

Die Bestimmung der piezoelektrischen Eigenschaften erfolgte durch ein PM300 Piezometer (Piezotest Ltd., London) anhand einer Teststruktur auf Silizium bestehend aus der piezoelektrischen Schicht zwischen zwei Elektroden. Die gleiche Teststruktur wurde auch für die Bewertung der Homogenität der elektromechanischen Kopplung eingesetzt, indem sie als Ultraschall-Sender und –Empfänger genutzt wurde [6]. Dabei wird ein kurzer Spannungsimpuls von –143 V angelegt. Die durch diesen Impuls ausgelöste Schallwelle breitet sich durch das Substrat aus und wird an den

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Grenzflächen reflektiert. Die an der Substratrückseite reflektierte Welle verursacht eine Verformung in der AlN-Schicht, die als elektrisches Signal detektiert wird. Ein Dual-Pulser-Receiver DPR 500 (Fa. JSR Ultrasonics, Pittsford USA) erzeugt den Initialimpuls. Die Messung erfolgt durch eine Digitizer Card Aquarius U1071 A (Fa. Agilent Technologies). Die Schichtzusammensetzung der AlScN-Schichten wurde mittels Energiedispersiver Röntgenspektroskopie (EDS) anhand eines SDD Detektor Apollo XV (EDAX) ermittelt. Der E-Modul der Schichten wurde mittels Nanoindentation durch einen Nano-Indenter XP (MTS) bestimmt. Die Bestimmung der generierten Energie erfolgte durch einen Messplatz, bestehend aus einem elektromagnetischen Shaker (Fa. Bruel and Kjær) mit der Probenhalterung, einem Laservibrometer (Polytec) zur Bestimmung der Resonanzfrequenz des Schwingers und einer Messschaltung mit variablen Widerstand zur Bestimmung der generierten Spannung [8]. Als Substrate wurden Si-Streifen mit den Maßen 60…90 mm freier Länge, ca. 10 mm Breite und 0,6 mm Dicke verwendet. Diese wurden mit 10 µm AlN bzw. AlScN beschichtet. Die Substrate wurden einseitig in die Probenhalterung auf dem Shaker geklemmt und elektrisch kontaktiert. Die Halterung wurde durch den Shaker sinusförmig mit einer definierten Frequenz und Amplitude bewegt. In Resonanz führt dies zu einer starken Auslenkung der Probe und somit zu einer starken Verformung der piezoelektrischen Schichten und dementsprechenden zu hoher LadungsgenerierungAufgrund der Maße der Schwinger und Eigenschaften des Messsystems wird die 2. Resonanzfrequenz der Schwinger genutzt, die sich in Abhängigkeit von der exakten Geometrie des jeweiligen Schwingers im Bereich zwischen 400 Hz und 1400 Hz befindet. Das zweikanalige Laservibrometer misst die Auslenkung des freien Endes der Halterung und des Schwingers.

3 Ergebnisse und Diskussion Der Beschichtungsprozess für AlN- und AlScN-Schichten wurde bereits in früheren Publikationen beschrieben, beispielsweise in [5, 7]. Es konnten verschiedene ­Parameter identifiziert werden, durch die die Schichtabscheidung und damit die anwendungsrelevanten Schichteigenschaften (Schichtdicke, Schichtspannung, piezoelektrische Eigenschaften) eingestellt werden können. Beispielhaft sei an dieser Stelle der Pulsmodus (unipolar, bipolar, unipolar/bipolar hybrid), der Druck während der Beschichtung oder der reaktive Arbeitspunkt genannt. Damit ist es möglich, piezoelektrische Schichten mit einstellbaren Schichtspannungen zwischen mehreren 100 MPa Druck- bzw. Zugspannungen abzuscheiden. Die Schichteigenschaften lassen sich homogen auf einer Fläche bis zu ø200 mm Durchmesser einstellen. In Abb. 2 ist die Übersicht einer Puls-Echo-Messung auf einem außerzentrisch gelegenen 4“ Wafer mit 9 Teststrukturen als ein Maß für die Homogenität der elektromechanischen Kopplung über den Beschichtungsbereich gezeigt.



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Abb. 2: Homogenität der piezoelektrischen Eigenschaften von AlN über Beschichtungsfläche ø200 mm am Beispiel der Puls-Echo-Signalstärke auf einem außerzentrisch gelegenen 4“ Si-Wafer mit 9 Teststrukturen.

Durch die hohen Abscheideraten von bis zu 200 nm/min war es möglich, auch sehr dicke AlN-Schichten von bis zu 50 µm Schichtdicke in sehr kurzer Zeit abzuscheiden. Als Substrate wurden standardmäßig Silizium-Wafer verwendet. Auch Keramiken (z.B. Al2O3), Aluminium, Stahl, Gläser oder bestimmte Polymere (z.B. Polyimid) konnten erfolgreich als Substratmaterialien für die Abscheidung piezoelektrischer Schichten genutzt werden. Aufbauend auf dem AlN-Prozess konnten durch Co-Sputtern von Al- und Sc-­ Targets AlScN-Schichten abgeschieden werden, die gegenüber reinem AlN verbesserte piezoelektrische Eigenschaften aufwiesen (siehe Abb. 3). Mittels Messung des piezoelektrischen Koeffizienten d33 konnte die erwartete Erhöhung mit zunehmendem Sc-Gehalt in den Schichten von 7pC/N für reines AlN auf über 27pC/N für Al0,57Sc0,43N gezeigt werden. Ab einem Sc-Anteil von Al0,5Sc0,5N sind die Schichten nicht mehr in der notwendigen Wurtzit-Phase und somit nicht mehr piezoelektrisch aktiv. Die Untersuchung des Elastizitätsmoduls der Schichten zeigt gleichzeitig dessen Abnahme mit zunehmendem Sc-Anteil von 340 GPa für AlN auf 190 GPa für Al0,57Sc0,43N. Bei weiterer Zunahme steigt der E-Modul auf den Wert für kubisches ScN von 370–380 GPa. Der getestete Si-Schwinger hatte die Maße 60 mm freier Länge, 0,6 mm Dicke und ca. 10mm Breite (siehe Abb. 4). Die gemessene Resonanzfrequenz betrug 1140 Hz. Der Einfluss von Scandium auf die generierte Energie wurde anhand einer 10 µm dicken Al0.6Sc0.4N-Schicht getestet. Bei einer Basisauslenkung von 5 µm Spitze-zu-Spitze konnte so eine maximale effektive Leistung von 350 µW (bei einem Lastwiderstand von 10kΩ) gemessen werden. Ein Schwinger mit einer reinen AlN-Schicht ermöglicht

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nur eine wesentlich geringere Leistung. Bei gleicher Basisauslenkung, aufgrund einer größeren freien Schwingerlänge von 80mm jedoch verringerter Resonanzfrequenz von 650 Hz, konnten für AlN-Schichten effektive Leistungen bis zu 70 µW erzielt werden.

Abb. 3: Piezoelektrische Eigenschaften und E-Modul in Abhängigkeit vom Sc-Gehalt in Al1-XScXNSchichten (nach [8]).

Abb. 4: Verwendeter Si-Schwinger mit 10 µm Al0,6Sc0,4NSchicht einseitig geklemmt in Probeneinspannung.

Die durch die Verformung der piezoelektrischen Schicht entstehende Spannung ist aufgrund der Art der Anregung eine Wechselspannung. Für die meisten Anwendungen, wie beispielsweise zur Aufladung einer Batterie oder eines Kondensators, ist jedoch eine Gleichspannung notwendig. Dem Harvester muss daher ein Gleichrichter nachgeschaltet werden. Im einfachsten Fall ist dies ein Diodengleichrichter mit einem Glättungskondensator [9]. Der Kondensator hat dabei eine wesentlich höhere Kapazität gegenüber dem Piezoelement, um eine gleichmäßige Ausgangsspannung zu gewährleisten.



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Abb. 5: Schaltbild der SSHI-Schaltung (links) und Standardgleichrichter (rechts).

Für eine höhere Effizienz der Energieumwandlung in schwach ­elektromechanisch ge-­ koppelten Systemen wurde von Gyomar et al. [10] ein nichtlineares Schaltungsprinzip entwickelt, die SSHI-Technik („synchronized switch harvesting on induction“). Dabei werden zwischen dem Harvester und dem Standard-Gleichrichter ein Schalter und eine Induktivität, entweder parallel zum oder in Serie mit dem Piezoelement, geschaltet [11]. Im vorliegenden Fall wird ein Serien-SSHI verwendet (siehe Abb. 5), für den die mögliche zu generierende Leistung etwas geringer ist als bei einem Parallel-SSHI, aber dafür eine höhere Harvester-Spannung erreicht werden kann. Dies ist vor allem bei Harvestern mit kleiner Spannungshöhe vorteilhaft. Der Schalter des SSHI ist im Allgemeinen offen und wird nur beim Maximum bzw. Minimum der Auslenkung ­geschlossen. Zu diesem Zeitpunkt ist die Piezospannung maximal. Durch Schließen des Schalters wird die Spannung des Piezoelements invertiert und die im Harvester gespeicherte Energie wird über den Gleichrichter in den Glättungskondensator übertragen.

Abb. 6: Vergleich der generierten Gleichstrom-Leistungen durch die Standard- und die SSHI-­ Schaltung für den Al0.6Sc0.4N-Harvesters für verschiedene Amplituden der Basisauslenkung und optimalem Lastwiderstand (Resonanzfrequenz fr=1170 Hz).

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Die gemessene Leistung des Al0,6Sc0,4N-Schwingers über den Standard-Gleichrichter beträgt bei einer Basisauslenkung mit sehr geringer Amplitude von 1,0 µm bereits ca. 54 µW. Dieselbe Messung mit der Serien-SSHI-Schaltung erzielt 72 µW. Der ­optimale Lastwiderstand ist mit ca. 7kΩ erwartungsgemäß geringer als beim Standard-Gleichrichter mit 17kΩ. Bei weiterer Erhöhung der Auslenkungsamplitude in 0,5 µm-Schritten auf 2,5 µm kann die generierte Leistung auf bis zu 208 µW für den Standard-Gleichrichter bzw. 380 µW für die SSHI-Schaltung gesteigert werden (siehe Abb. 6).

4 Zusammenfassung Die Veröffentlichung demonstriert den Vorteil dünner AlScN-Schichten im Vergleich zu AlN für Anwendungen im Bereich Energy Harvesting. Der Beschichtungsprozess erlaubt die Abscheidung piezoelektrischer Schichten mit hohen Raten von bis zu 200 nm/min homogen auf einer Fläche von bis zu 200 mm Durchmesser. Die Schichteigenschaften, vor allem die Schichtspannungen, lassen sich durch geeignete Parameterwahl in einem weiten Bereich einstellen. Die Qualifizierung des Prozesses erfolgte auf Silizium, aber auch auf andere Substratmaterialien, wie beispielsweise Keramiken, Gläser oder Stahl, konnten piezoelektrischer Dünnschichten erfolgreich abgeschieden werden. Durch Co-Sputtern von metallischen Al- und Sc-Targets lassen sich AlScN-Schichten abscheiden, die im Vergleich zu reinem AlN bessere piezoelektrische Eigenschaften aufweisen. Der piezoelektrische Koeffizienten d33 ist für Al0,6Sc0,4N rund 4mal so hoch wie für reines AlN. Die Energy Harvesting Messungen wurden an einem Teststand, bestehend aus einem elektromagnetischen Shaker mit der Probenhalterung, einem Laservibrometer und einer Messschaltung mit variablem Widerstand, durchgeführt. Der direkte Vergleich einer AlN- und einer Al0,6Sc0,4N-Schicht auf Si-Schwingern zeigte, analog den piezoelektrischen Messungen, eine Erhöhung der gemessenen Leistung um ein Vielfaches durch die Sc-Dotierung. Bei einer Basisauslenkung von 2,5 µm und in 2. Resonanz bei 1140 Hz wurde für den Al0,6Sc0,4N-Harvester eine AC-Leistung von 350 µW bestimmt. Im Anschluss wurden zwei Gleichrichter vorgestellt, um eine realitätsnähere Bewertung des Harvesters durchführen zu können. Es wurde ein Gleichrichter auf Basis des SSHI-Prinzips („synchronized switch harvesting on induction“) vorgestellt und die Effizienzsteigerung der Energieumwandlung gegenüber einem einfachen Dioden-Gleichrichter gezeigt. Für verschiedene Amplituden der Basisauslenkung zwischen 1 µm und 2,5 µm konnte eine Leistungssteigerung des SSHI auf 150–180% gezeigt werden. Die maximal gemessene Leistung war bei einer Amplitude von 2,5 µm für den Standard-Gleichrichter 208 µW und für SSHI-Gleichrichter 380 µW.



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Autorenverzeichnis Dr.-Ing. Stephan Algermissen Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e. V. (DLR), Institut für Faserverbundleichtbau und Adaptronik Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Deutschland Dipl.-Ing. Heiko Atzrodt Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Asst. Professor Dietmar Auhl Maastricht University, Minderbroedersberg 4–6, 6211 LK Maastricht, Niederlande Mohammad Babaei Hochschule Niederrhein, Maschinenbau und Verfahrenstechnik, Reinarzstraße 49, 47805 Krefeld, Deutschland Dr.-Ing. Torsten Bartel Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Dr.-Ing. Stephan Barth Fraunhofer-Institut für Organische Elektronik, Elektronenstrahl- und Plasmatechnik FEP, Winterbergstr. 28, 01277 Dresden, Deutschland Dr. rer. nat. Hagen Bartzsch Fraunhofer-Institut für Organische Elektronik, Elektronenstrahl- und Plasmatechnik FEP, Winterbergstr. 28, 01277 Dresden, Deutschland Dipl.-Ing. (BA) Ricardo Block PI Ceramic GmbH, Lindenstraße, 07589 Lederhose, Deutschland Dipl.-Phys. Bernd Broich PI Ceramic GmbH, Lindenstraße, 07589 Lederhose, Deutschland Dr. Psych. Leandra Bucher Bergische Universität Wuppertal, Max-Horkheimer-Straße 20, 42119 Wuppertal, Deutschland M.Sc. André Bucht Fraunhofer-Institut für Werkzeugmaschinen und Umformtechnik IWU, Nöthnitzer Straße 44, 01187 Dresden, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Andreas Büter Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Dr.-Ing. Alexander Czechowicz FGW – Forschungsgemeinschaft Werkstoffe und Werkzeuge e. V., Papenberger Straße 49, 42859 Remscheid, Deutschland

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Dr.-Ing. Martin Dannemann Technische Universität Dresden, Institut für Leichtbau und Kunststofftechnik, Holbeinstraße 3, 01307 Dresden, Deutschland Dr.-Ing. Benjamin Dargatz PI Ceramic GmbH, Lindenstraße, 07589 Lederhose, Deutschland Prof. Dr. rer. nat. Andreas Dietzel Institut für Mikrotechnik, Technische Universität Braunschweig, Alte Salzdahlumer Str. 203, 38124 Braunschweig, Deutschland Dipl.-Ing. Alexander Dorninger Linz Center of Mechatronics GmbH, Altenbergerstraße 69, 4040 Linz, Österreich Univ.-Prof. Dr.-Ing. W.-G. Drossel Fraunhofer-Institut für Werkzeugmaschinen und Umformtechnik IWU, Nöthnitzer Straße 44, 01187 Dresden, Deutschland Dr.-Ing. Dipl.-Wirtsch. Peter Dültgen FGW – Forschungsgemeinschaft Werkstoffe und Werkzeuge e. V., Papenberger Straße 49, 42859 Remscheid, Deutschland Dr.-Ing. Rafael Fietzek Technische Universität Darmstadt, Otto-Berndt-Straße 2, 64287 Darmstadt, Deutschland Dipl.-Ing. FH Tamara Florian Technische Universität Clausthal, Agricolastraße 6, 38678 Clausthal-Zellerfeld, Deutschland Dr.-Ing. Stéphane Foulard Technische Universität Darmstadt, Institut für Mechatronische Systeme im Maschinenbau, Otto-Berndt-Straße 2, 64287 Darmstadt, Deutschland Dr. rer. nat. Peter Frach Fraunhofer-Institut für Organische Elektronik, Elektronenstrahl- und Plasmatechnik FEP, Winterbergstr. 28, 01277 Dresden, Deutschland Dipl.-Ing. Bernd Frankenstein Fraunhofer-Institut für Keramische Technologien und Systeme IKTS, Maria-Reiche-Str. 2, 01109 Dresden, Deutschland Dr.-Ing. Sylvia Gebhardt Fraunhofer-Institut für Keramische Technologien und Systeme IKTS, Winterbergstr. 28, 01277 Dresden, Deutschland Prof. Dr.-Ing. habil. Gerald Gerlach Institut für Festkörperelektronik, Technische Universität Dresden, Helmholtzstraße 10, 01069 Dresden, Deutschland

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Prof. Dr.-Ing. Thomas Geßner Technische Universität Chemnitz, Reichenhainerstraße 31–33, 09126 Chemnitz, Deutschland M.Sc. Benjamin Glauß Institut für Textiltechnik der RWTH Aachen, Otto-Blumenthal-Straße 1, 52074 Aachen, Deutschland Dr. rer. nat. Daniel Glöß Fraunhofer-Institut für Organische Elektronik, Elektronenstrahl- und Plasmatechnik FEP, Winterbergstr. 28, 01277 Dresden, Deutschland Dipl.-Ing. Benjamin Gramüller Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e. V. (DLR), Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Thomas Gries Institut für Textiltechnik der RWTH Aachen, Otto-Blumenthal-Straße 1, 52074 Aachen, Deutschland M.Sc. Toni Dirk Grossmann Technische Universität Chemnitz, Reichenhainerstraße 31–33, 09126 Chemnitz, Deutschland Dipl.-Ing. Sandra Gschoßmann Institut für Konstruktiven Leichtbau, Johannes Kepler Universität Linz, Altenberger Straße 69, 4040 Linz, Österreich Dr. rer. nat. Martin Gurka Institut für Verbundwerkstoffe GmbH, Erwin-Schrödinger-Straße Geb. 58, 67663 Kaiserslautern, Deutschland Dr. Karl-Heinz Haase Hottinger Baldwin Messtechnik GmbH, Im Tiefen See 45, 64293 Darmstadt, Deutschland Dipl.-Ing. Thomas Haase Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e. V. (DLR), Institut für Faserverbundleichtbau und Adaptronik, Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Deutschland B.Sc. Steve Hasler PI Ceramic GmbH, Lindenstraße, 07589 Lederhose, Deutschland Dr.-Ing. Sven Herold Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland M.Sc. Thorben Hoffstadt Hochschule Ostwestfalen-Lippe, Liebigstr. 87, 32657 Lemgo, Deutschland Dr. Psych. Markus Hofmann Bergische Universität Wuppertal, Max-Horkheimer-Straße 20, 42119 Wuppertal, Deutschland

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Dipl.-Ing. Klaudiusz Holeczek Technische Universität Dresden, Institut für Leichtbau und Kunststofftechnik, Holbeinstraße 3, 01307 Dresden, Deutschland Dr.-Ing. Moritz Hübler Institut für Verbundwerkstoffe GmbH, Erwin-Schrödinger-Straße Geb. 58, 67663 Kaiserslautern, Deutschland Dr.-Ing. Alexander Humer Linz Center of Mechatronics GmbH, Altenbergerstraße 69, 4040 Linz, Österreich Toru Ikegame Nagoya University, Inoue-lab., Dept. Mechanical Science and Engineering Furo-cho, Chikusa-ku 464–8603 Nagoya, Japan Dipl.-Ing. Marco Jackel Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Tino Jacob Fraunhofer-Institut für Mikrostruktur von Werkstoffen und Systemen IMWS, Walter-Hülse-Straße 1, 06120 Halle, Deutschland Dr. Eng. Ichiro Jikuya Kanazawa University, Faculty of Electrical and Computer Engineering Kakuma-machi 920–1192 Kanazawa, Japan Marianne John Fraunhofer-Institut für Mikrostruktur von Werkstoffen und Systemen IMWS, Walter-Hülse-Straße 1, 06120 Halle, Deutschland Dr. Timo Jungblut Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland M.Sc. Nitesh Kumar Karna Christian Doppler Labor für Strukturfestigkeitskontrolle von Leichtbau, Johannes Kepler Universität Linz, Altenberger Straße 69, 4040 Linz, Österreich Dr.-Ing. Markus Kintscher Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e. V. (DLR), Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Deutschland Dipl.-Ing. Johannes Kirn Airbus Group, Innovations, Willy-Messerschmitt-Straße 1, 82024 Taufkirchen, Deutschland M.Sc. Linda Klein Robert Bosch GmbH, Robert-Bosch-Campus 1, 71272 Renningen, Deutschland

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Dipl.-Ing. (FH) Björn Timo Kletz Technische Universität Braunschweig, Langer Kamp 6, 38106 Braunschweig, Deutschland Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e. V. (DLR), Institut für Faserverbundleichtbau und Adaptronik, Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Deutschland M.Sc. Jannes Kloepfer Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland M.Eng. Dipl.-Ing. (FH) Michael Koch Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Dr.-Ing. Pawel Kostka Technische Universität Dresden, Institut für Leichtbau und Kunststofftechnik, Holbeinstraße 3, 01307 Dresden, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Lothar Kroll Technische Universität Chemnitz, Reichenhainerstraße 31–33, 09126 Chemnitz, Deutschland Dipl.-Ing. Holger Kunze Fraunhofer-Institut für Werkzeugmaschinen und Umformtechnik IWU, Nöthnitzer Straße 44, 01187 Dresden, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Markus Lake Hochschule Niederrhein, Maschinenbau und Verfahrenstechnik Reinarzstraße 49, 47805 Krefeld, Deutschland Dr.-Ing. Sven Langbein FGW – Forschungsgemeinschaft Werkstoffe und Werkzeuge e. V., Papenberger Straße 49, 42859 Remscheid, Deutschland M.Sc. Giovanni Lapiccirella Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Dr.-Ing. Monika Leester-Schädel Institut für Mikrotechnik, Technische Universität Braunschweig, Alte Salzdahlumer Str. 203, 38124 Braunschweig, Deutschland Christoph Lerez Otto-von-Guericke-Universität Magdeburg, Universitätsplatz 2, 39106 Magdeburg, Deutschland Dipl.-Ing. Sushan Li Technische Universität Darmstadt, Fachgebiet Systemzuverlässigkeit, Adaptronik und Maschinenakustik SAM, Magdalenenstr. 4, 64289 Darmstadt, Deutschland

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Dipl.-Ing. Uwe Lieske Fraunhofer-Institut für Keramische Technologien und Systeme IKTS, Maria-Reiche-Str. 2, 01109 Dresden, Deutschland Dipl.-Ing. Mathias Lipowski Fraunhofer-Institut für Elektronische Nanosysteme ENAS, Technologie-Campus 3, 09126 Chemnitz, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Jürgen Maas Hochschule Ostwestfalen-Lippe, Liebigstr. 87, 32657 Lemgo, Deutschland M.Sc. Shashidhar Mallapur Technische Universität Darmstadt, Fachgebiet Systemzuverlässigkeit und Maschinenakustik SzM, Magdalenenstraße 4, 64289 Darmstadt, Deutschland Dipl.-Ing. Michael Matthias Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Dr.-Ing. Dirk Mayer Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Dipl.-Ing. Martin Meindlhumer Institut für Konstruktiven Leichtbau, Johannes Kepler Universität Linz, Altenberger Straße 69, 4040 Linz, Österreich Prof. Dr.-Ing. Dipl.-Phys. Jörg Melcher Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e. V. (DLR), Institut für Faserverbundleichtbau und Adaptronik, Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Tobias Melz Technische Universität Darmstadt, Fachgebiet Systemzuverlässigkeit, Adaptronik und Maschinenakustik SAM, Magdalenenstr. 4, 64289 Darmstadt, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Peter Middendorf IFB–Institut für Flugzeugbau, Universität Stuttgart, Pfaffenwaldring 31, 70569 Stuttgart, Deutschland B.Sc. Jonathan Millitzer Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Niels Modler Technische Universität Dresden, Institut für Leichtbau und Kunststofftechnik, Holbeinstraße 3, 01307 Dresden, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Hans Christian Möhring Otto-von-Guericke-Universität Magdeburg, Universitätsplatz 2, 39106 Magdeburg, Deutschland

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Prof. Dr.-Ing. Hans Peter Monner Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e. V. (DLR), Institut für Faserverbundleichtbau und Adaptronik, 38108 Braunschweig, Deutschland M.Sc. Paul Motzki Universität des Saarlandes, Lehrstuhl für Intelligente Materialsysteme, ZeMA – Zentrum für Mechatronik und Automatisierungstechnik gGmbH, Eschberger Weg 46, 66121 Saarbrücken, Deutschland M.Sc. Jens Mroszczok Institut für Textiltechnik der RWTH Aachen, Otto-Blumenthal-Straße 1, 52074 Aachen, Deutschland M.Sc. Sophie Nalbach Universität des Saarlandes, Lehrstuhl für Intelligente Materialsysteme, ZeMA – Zentrum für Mechatronik und Automatisierungstechnik gGmbH, Eschberger Weg 46, 66121 Saarbrücken, Deutschland Prof. David Naso Politecnico di Bari, Via Re David 20070125 Bari, Italien Dr.-Ing. Holger Neubert Fraunhofer-Institut für Keramische Technologien und Systeme IKTS, Winterbergstr. 28, 01277 Dresden, Deutschland Dr.-Ing. Peter Neumeister Fraunhofer-Institut für Keramische Technologien und Systeme IKTS, Winterbergstr. 28, 01277 Dresden, Deutschland Dipl.-Ing. Sebastian Nissle Institut für Verbundwerkstoffe GmbH, Erwin-Schrödinger-Straße Geb. 58, 67663 Kaiserslautern, Deutschland M.Sc. Steffen Ochs Technische Universität Darmstadt, Fachgebiet Systemzuverlässigkeit, Adaptronik und Maschinenakustik SAM, Magdalenenstr. 4, 64289 Darmstadt, Deutschland Dipl.-Ing. Kenny Pagel Fraunhofer-Institut für Werkzeugmaschinen und Umformtechnik IWU, Nöthnitzer Straße 44, 01187 Dresden, Deutschland Dr.-Ing. Patrick Pertsch PI Ceramic GmbH, Lindenstraße 07589 Lederhose, Deutschland Dr.-Ing. Roland Platz Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartnigstraße 53, 64289 Darmstadt, Deutschland Dipl.-Ing. (FH) Jörg Pogodzik PI Ceramic GmbH, Lindenstraße, 07589 Lederhose, Deutschland

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Dr.-Ing. Martin Pohl Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e. V. (DLR), Institut für Faserverbundleichtbau und Adaptronik, Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Deutschland B.Sc. Christopher Ranisch Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland B.Sc. Alexander Reininger Linz Center of Mechatronics GmbH, Altenbergerstraße 69, 4040 Linz, Österreich Daniel Reischl Linz Center of Mechatronics GmbH, Altenbergerstraße 69, 4040 Linz, Österreich Prof. Dr.-Ing. Stephan Rinderknecht Technische Universität Darmstadt, Institut für Mechatronische Systeme im Maschinenbau, Otto-Berndt-Straße 2, 64287 Darmstadt, Deutschland PhD Gianluca Rizzello Universität des Saarlandes, Eschberger Weg 46, 66121 Saarbrücken, Deutschland Dr. Jens Rohlfing Technische Universität Darmstadt, Fachgebiet Systemzuverlässigkeit und Maschinenakustik SzM, Grafenstraße 2, 64283 Darmstadt, Deutschland Dr. rer. nat. Tobias Rudolph DWI – Leibniz-Institut für Interaktive Materialien e. V., Forckenbeckstraße 50, 52056 Aachen, Deutschland M.Sc. Rogério Salloum Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Univ.-Prof. Dr. rer. nat. habil. Dr. h. c. Peter Schaaf Technische Universität Ilmenau, Fachgebiet Werkstoffe der Elektrotechnik, Gustav-Kirchhoff-Str. 5, 98693 Ilmenau, Deutschland Univ.-Prof. DI Dr. Martin Schagerl Institut für Konstruktiven Leichtbau, Christian Doppler Labor für Strukturfestigkeitskontrolle von Leichtbau, Johannes Kepler Universität Linz, Altenberger Straße 69, 4040 Linz, Österreich Sandra Schmidt Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Dr. h. c. Dieter Schramm Universität Duisburg-Essen, Lehrstuhl für Mechatronik, Lotharstraße 1, 47057 Duisburg, Deutschland

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M.Sc. Sascha Schriever Institut für Textiltechnik der RWTH Aachen, Otto-Blumenthal-Straße 1, 52074 Aachen, Deutschland Dr.-Ing. Lars Schubert Fraunhofer-Institut für Keramische Technologien und Systeme IKTS, Maria-Reiche-Str. 2, 01109 Dresden, Deutschland Dipl.-Ing. Martin Schüller Fraunhofer-Institut für Elektronische Nanosysteme ENAS, Technologie-Campus 3, 09126 Chemnitz, Deutschland Dipl.-Ing. Martin Schwerter Institut für Mikrotechnik, Technische Universität Braunschweig, Alte Salzdahlumer Str. 203, 38124 Braunschweig, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Stefan Seelecke Universität des Saarlandes, Eschberger Weg 46, 66121 Saarbrücken, Deutschland Priv.-Doz. Dr.-Ing. Dipl.-Wirt.-Ing. Gunnar Seide Institut für Textiltechnik der RWTH, Aachen Otto-Blumenthal-Straße 1, 52074 Aachen, Deutschland M.Sc.-Ing Seema Sen Technische Universität Ilmenau, Fachgebiet Werkstoffe der Elektrotechnik, Gustav-Kirchhoff-Str. 5, 98693 Ilmenau, Deutschland Prof. Dr.-Ing. Michael Sinapius Technische Universität Braunschweig, Institut für Adaptronik und Funktionsintegration, Langer Kamp 6, 38106 Braunschweig, Deutschland Dr.-Ing. Elena Slomski Technische Universität Darmstadt, Fachgebiet Systemzuverlässigkeit, Adaptronik und Maschinenakustik SAM, Magdalenenstr. 4, 64289 Darmstadt, Deutschland M.Eng. Dominik Spancken Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Dr.-Ing. Eric Starke Technische Universität Dresden, Institut für Leichtbau und Kunststofftechnik, Holbeinstraße 3, 01307 Dresden, Deutschland Julian Steinmetz Technische Universität Braunschweig, Langer Kamp 6, 38106 Braunschweig, Deutschland Dr. rer. nat. Gunnar Suchaneck Institut für Festkörperelektronik, Technische Universität Dresden, Helmholtzstraße 10, 01069 Dresden, Deutschland

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 Autorenverzeichnis

Dr. Eng. Kentaro Takagi Nagoya University, Inoue-lab., Dept. Mechanical Science and Engineering Furo-cho, Chikusa-ku 464-8603 Nagoya, Japan Dipl.-Ing. Christoph Tamm Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Dipl.-Math. Jennifer Thiel Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland M.Eng. Paul Töws Fraunhofer-Institut für Betriebsfestigkeit und Systemzuverlässigkeit LBF, Bartningstraße 47, 64289 Darmstadt, Deutschland Dr.-Ing. Jürgen Tröltzsch Technische Universität Chemnitz Reichenhainerstraße 31–33, 09126 Chemnitz, Deutschland M.Eng. Sascha Türke Porsche AG, Porschestrasse 911, 71287 Weissach, Deutschland Dipl.-Ing. Markus Ullrich Fraunhofer-Institut für Werkzeugmaschinen und Umformtechnik IWU, Nöthnitzer Straße 44, 01187 Dresden, Deutschland Dr.-Ing. Oliver Unruh Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e. V. (DLR), Institut für Faserverbundleichtbau und Adaptronik, Lilienthalplatz 7, 38108 Braunschweig, Deutschland Dipl.-Ing. Dr. Christoph Viechtbauer Christian Doppler Labor für Strukturfestigkeitskontrolle von Leichtbau, Johannes Kepler Universität Linz, Altenberger Straße 69, 4040 Linz, Österreich Dr. rer. nat. Andreas Walther DWI – Leibniz-Institut für Interaktive Materialien e. V., Forckenbeckstraße 50, 52056 Aachen, Deutschland Jelmer Wassenaar DG Flugzeugbau GmbH, Otto-Lilienthal-Weg 2, 76646 Bruchsal, Deutschland Dr. rer. nat. Bianca Weihnacht Fraunhofer-Institut für Keramische Technologien und Systeme IKTS, Maria-Reiche-Str. 2, 01109 Dresden, Deutschland M.Sc. Benjamin Weise Institut für Textiltechnik der RWTH Aachen, Otto-Blumenthal-Straße 1, 52074 Aachen, Deutschland

Autorenverzeichnis 

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B.Sc. Johannes Wenninger Linz Center of Mechatronics GmbH, Altenbergerstraße 69, 4040 Linz, Österreich Jun.-Prof. Dr.-Ing. Dipl.-Inform. Petra Wiederkehr Technische Universität Dortmund, Institut für Spanende Fertigung, Baroperstraße 303, 44227 Dortmund, Deutschland Dr.-Ing. Anja Winkler Technische Universität Dresden, Institut für Leichtbau und Kunststofftechnik, Holbeinstraße 3, 01307 Dresden, Deutschland PhD Alexander York Universität des Saarlandes, Eschberger Weg 46, 66121 Saarbrücken, Deutschland Dipl.-Ing. Markus Zellhofer Linz Center of Mechatronics GmbH, Altenbergerstraße 69, 4040 Linz, Österreich M.Sc. Yingjun Zhao Christian Doppler Labor für Strukturfestigkeitskontrolle von Leichtbau, Johannes Kepler Universität Linz, Altenberger Straße 69, 4040 Linz, Österreich Prof. Dr.-Ing. Gerhard Ziegmann Clausthaler Zentrum für Materialtehnik, Agricolastraße 6, 38678 Clausthal-Zellerfeld, Deutschland Dr.-Ing. Frank Zobel FGW – Forschungsgemeinschaft Werkstoffe und Werkzeuge e. V., Papenberger Straße 49, 42859 Remscheid, Deutschland