vibration shaker

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Adaptive Vibrationsminderung an mechanischen Kryokühlern
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führt und nach Abschluß der Tests in Berlin und in Braunschweig vergleichend wiederholt. Es
werden zusätzliche Maßnahmen zur Schadensüberwachung genutzt.
Für die Qualifikation wird die Kamera durch ein strukturdynamisches vergleichbares Mockup ersetzt. Das Kühlsystem wird durch eine Dummystruktur ersetzt. Kühler- wie Kameraqualifikation
stellen keinen Bestandteil der adaptiven Systementwicklung dar und werden separat durchgeführt.
Veränderten Massenbilanzen wird durch Definition modifizierter Prüflasten Rechnung getragen.
Wie zuvor begründet werden die Elektroden des piezokeramischen Aktuators während der Simulation der mechanischen Startlasten und während des Druckab- und -aufbaus in der thermischen Vakuumkammer elektrisch kurzgeschlossen, dies in Übereinstimmung des realen Flugeinsatzes.
6.1.16.2 Mechanische Startlasten: Random Vibration Test, Shock Test
Die Testergebnisse der mechanischen Qualifikation werden in [ 218.] detailliert dokumentiert.
Die Testdurchführung erfolgt auf einem elektrodnamischen Shakersystem TIRAVIB 51010/LS.
Den schematischen Prüfaufbau zeigt Bild 6.33. Die Anbindung des Prüflings an den Gleittisch erfolgt nach Ausrichtung dessen Gesamtschwerpunkts auf die Erregerachse des Shakers über eine
speziell konstruierte Adapterplatte [ 207.] und hochfeste Schraubenverbindungen. Die Prüflasten
werden in den drei Hauptachsen aufgebracht. Die Struktur wird zunächst in Wirkrichtung des Aktuators, z-Richtung nach Bild 6.10, belastet, danach um 90° auf dem Shakertisch gedreht und in yRichtung geprüft. Abschließend wird der Shaker um 90° aufgerichtet und die Prüfung nach
Bild 6.33, rechts, in x-Richtung wiederholt. Vor und nach jeder axialen Prüfbelastung wird der
beschriebene dynamische Funktionstest im gleich verspannten Zustand durchgeführt und die
Struktur auf eingebrachte Schäden überprüft.
Resonance Survey Test
Der Resonance Survey Test dient einer systemexternen Schadensüberwachung.
Nach der Montage des Prüflings wird dieser vor Aufprägen der eigentlichen Prüflasten durch eine
sinusförmige Shakererregung geringer Amplitude belastet, s. Tabelle 6.5. Die Übertragungscharakteristika von der Anbindungsstelle des Teststruktur an den Gleittisch zu verschiedenen Beschleuni-
Bild 6.33: Prüfung dynamischer Startlasten, Schema (o.), z-(l.), y-(m.), x-Achse (r.)
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gungssensoren werden aufgezeichnet, die Qualitätsfaktoren Q, die die Dämpfung in der Nähe der
Eigenfrequenzen definieren, bestimmt und Strukturbelastungen bei Anliegen maximale Prüflastniveaus abgeschätzt. Dieser Test wird vor und nach jeder Prüfbelastung für die drei Hauptachsen
wiederholt und vergleichend auf Schädigungen bewertet.
Beschleunigung
Frequenz
Sweeprate
0.5 g nach 20 Hz, davor Shakerhub von 0.317 mm
5...2000 Hz
2 Oktaven/Minute
Tabelle 6.5: Anregungscharakteristik für den Resonance Survey Test
Random Vibration Test
Beim Random Vibration Test wird die Prüfstruktur durch dynamische Belastungen mit zufälliger
Erregercharakteristik belastet. Damit wird die vibroakustische Umgebung während des Raketenaufstiegs simuliert. Im Frequenzspektrum besitzt das aperiodische Anregungssignal einen kontinuierlichen Verlauf, das als spektrale Leistungsdichte (PSD) mit der Einheit g2/Hz ausgedrückt wird. Die
Prüfung erfolgt in allen drei Hauptachsen.
Für die BIRDS-Mission wird für die Qualifikation von Nutzlastkomponenten eine Prüfbelastung
von 0.2 g/Hz2 spezifiziert. Dieses Kriterium entspricht internationalen Qualifikationsanforderungen
für Kryokühler [ 132.]. Bild 6.34 zeigt die Hüllkurven des spezifizierten Mittelwertes des Anregungssignals an der Verbindungsstelle von Prüfling und Gleittisch sowie der Standardabweichung
und zulässiger Toleranzen. Entsprechend obiger Diskussion werden diese Prüflasten verschärft.
Nach [ 217.] wird die Prüflast als Funktion der Masse des Prüflings M mit M ≤ 50 kg zu
M + 20
(6.33)
M +1
gesetzt. Der funktionale Zusammenhang wird in Bild 6.35 grafisch wiedergegeben. Es wird deutlich, daß die Reduzierung der Prüfmasse durch Einsatz der Dummystruktur des Kühlers sowie den
montagebedingten Verzicht des Objektivmockups mit einer Erhöhung des Erregersignals einhergeht. Unter Berücksichtigung der aktuellen Prüfmasse von M = 1.9 kg ergibt sich für die Qualifikation eine geforderte spektrale Leistungsdichte von
PSD(M) = 0.05 g 2 / Hz ⋅
PSD( M = 19
. kg) = 0.378 g 2 / Hz .
(6.34)
Um eine Umprogrammierung des Shakersteuerung zu vermeiden, wird das Prüfniveau auf
PSD = 0.4 g 2 / Hz angehoben. Dies entspricht einer Verdopplung der BIRDS Qualifikationsparameter, also einer Überhöhung der Lasten um +3 dB. Die Prüflasten werden schrittweise mit Haltedauern von einigen zehn Sekunden um jeweils 3 dB erhöht, um potentielle Frühschäden detektieren
und, soweit möglich, die Tests noch rechtzeitig ohne kritische Systemschädigung unterbrechen zu
können. Ein spektrales Schallpegelmeßgerät wurde zur akustischen Schadensüberwachung ergänzt,
s. Bild 6.33. Die Testdauer beträgt für das maximale Qualifikationsniveau von 0.4 g2/Hz in jeder
Prüfachse 120 s. Tabelle 6.6 faßt die Prüfparameter zusammen.
Während der Belastungsphasen wurden die Krafttransienten mit der systeminternen Sensorik gemessen. Die Kräfte (z-Richtung) lagen im Bereich von –350...+330 N und damit deutlich unterhalb
der Vorspannkraft des Aktuators. Die beschriebenen Funktionstests zur Schadensüberwachung wurden durchgeführt. Es wurden keine Schädigungen detektiert. Ein jeder Belastung nachfolgender Resonance Survey Test bestätigt die erfolgreiche Qualifikation für zufallserregten Startlasten.
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Bild 6.34: Belastung beim Random Vibration Test, Bild 6.35: PSD-Anregungssignal nach [ 217.]
hier BIRDS Spezifikationen
Frequenzbereich
20 - 50 Hz
50 - 500 Hz
PSD Spektrum
+6 dB/oct.
2
0.4 g /Hz ( =ˆ +3 dB rel. zu BIRDS Qual.-PSD)
500 - 2000 Hz
gRMS
Testdauer für jede Achse
Gesamtprüfmasse
-6 dB/oct.
20.8 g
120 s
1.9 kg
Tabelle 6.6: Anregungscharakteristik für den Random Vibration Test
Schocktests (Shock Response Spectrum)
Kurzzeitige, stoßartige Belastungen treten besonders beim Zündvorgang der
Triebwerke, Schubaufbau und Brennschluß von Raketenstufen, bei deren Absprengen und dem Aussetzen der Nutzlast auf, vgl. Tabelle 2.3. Um die Strukturantworten auf diese Anregungen zu
ermitteln, wird der Prüfling einem Shock
Response Spectrum (SRS) Test nach
[ 217.] unterzogen. Der Testaufbau entBild 6.36: Anregungscharakteristik für den SRS Test
spricht dem des Random Vibration Tests.
Die Prüfparameter werden in Bild 6.36 zusammengefaßt. Es wurde keine Schädigung der Struktur
festgestellt.
6.1.16.3 Thermaler Test im Vakuum (Vacuum Temperature Cycling, VTC)
Der Test dient der Simulation orbitaler Umgebungsbelastungen. Es werden zyklisch wechselnde,
thermische Extremlasten unter Vakuumbedingungen aufgeprägt und die Qualifikation des Ausgasverhaltens auf Materialebene nach Kapitel 6.1.4 ergänzt. Für ein adaptives Struktursystem wird der
aktive Systembetrieb im Sinne einer Verifikation unter betriebsrelevanten Umgebungsbedingungen
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sinnvoll. Mindestens sollte der aktive Betrieb bei relevanten Temperaturextrema für begrenzte Zeitintervalle simuliert werden.
Bild 6.37: Prüfaufbau für den VTC Test, Prüfling (l.) und Integration in SSA (r.)
Die Qualifikation wird in der Sonnensimulations-Anlage (SSA) des DLR Berlin durchgeführt. Der
Prüfling wird auf einem Kronstein gemäß Bild 6.37, links, montiert, über den die Wärmezu- und
-abfuhr erfolgt. Bild 6.37, rechts, zeigt die Kühlmedienleitungen am Kronstein. Das linke Foto verdeutlicht auch die Position der zusätzlich eingebrachten Wärmeleitungen und des Heizelementes
zur Verschärfung der thermischen Lasten im Prüfling. Aus Platzgründen wurde das Mockup der
Kamera entfernt, wodurch die Wärmekapazität des Prüflings reduziert wird und damit eine weitere
Steigerung der thermischen Strukturlasten erreicht wird. In der Prüfkammer wird der gesamte Aufbau mit einer mehrlagigen Thermalisolation (MLI) ummantelt.
Nach Integration des Prüflings in die SSA wird bei Raumtemperatur und unter atmosphärischem
Normaldruck ein einleitender Funktionstest unter den Montagerandbedingungen durchgeführt.
Danach werden die Keramiken entladen und kurzgeschlossen und der Druckabbau eingeleitet. Nach
Abschluß des VTC Tests wird der Funktionstest unter gleichen Umgebungs- und Anbindungsbedingungen wiederholt. Darüber hinaus wird dieser Funktionstest entsprechend Bild 6.38 bei den
Temperaturextrema zur quasi-kontinuierlichen Schadensüberwachung wiederholt. In Ergänzung zu
[ 217.] wurde die Kompensationsstruktur während der Prüfdauer über den gesamten thermischen
Bereich zur Simulation eines orbitalen Worst-Case-Betriebs mit einer sinusförmigen, hohen Spannung erregt. Dies entspricht einer sehr deutlichen Verschärfung der Prüfspezifikationen.
Nach Kapitel 5.5.1.8 wird für den Nutzlastbereich der Kleinsatellitenmission
während der Meßphasen eine thermische Umgebung von -10...+10°C
spezifiziert. Für den nichtoperativen
Zustand werden lokale Temperaturextrema von –20...+50°C erwartet. In Anlehnung an [ 217.] werden für die Qualifikation
TQ,min.=-35°C und
TQ,max. = +65°C definiert.
Bild 6.38: Prüfablauf des VTC Tests
Für diese Temperaturen stehen keine
Probleme zu erwarten: Der Kraftsensor
wurde für einen Betriebstemperaturbereich von -54...+121°C, der Beschleuni-
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gungssensor für -43...+90°C selektiert. Mit der Materialauswahl für den Aktuator wurde ein thermischer Einsatzbereich von -40...+150°C ermöglicht.
Die Prüfparameter werden in Tabelle 6.7 zusammengefaßt, den Testablauf zeigt Bild 6.38. Aus
technischen Gründen wurde der erste Zyklus unzureichend durchlaufen, ein neunter Zyklus wurde
ergänzt. Es wurde keine Schädigung festgestellt.
Temperaturextrema
Druck
Temperaturgradient dT/dt
Anzahl der Zyklen
Haltezeit an den Temperaturextrema
-35°C...+65°c
<10-5 torr
10 K/min
8 (9)
> 60 min.
Tabelle 6.7: Prüfparameter für den VTC Test
6.1.16.4 Bewertung der Umweltsimulation
Nach Simulation der Umweltlasten wurden die statischen und dynamischen Funktionstests vergleichend wiederholt. Es wurden keine Schädigungen festgestellt. Die statischen Auslenkungen
betrugen 125 µm, die gute Übereinstimmung der Verläufe der dynamischen Tests wird in Bild 6.39
gezeigt. Die geringen Abweichungen der Funktionsverläufe im unteren Frequenzbereich können auf
relative Abweichungen der Strukturanbindung an die Laborumgebung zurückgeführt werden. Diese
Umgebungseinflüsse wurden qualitativ verifiziert.
Bild 6.39: Dynamischer Funktionstest, Schadensdiagnose
6.1.16.5 Dauerbetrieb
Für das piezokeramische Aktuatorverhalten liegen keine hinreichenden Lebensdauerkenndaten vor.
Da der Aktuator die kritische Systemkomponente der adaptiven Struktur darstellt, wird dessen Dauerbetriebsverhalten des Gesamtsystems unter charakteristischen Betriebsbedingungen verifiziert.
Ein mechanischer Verschleiß des piezokeramischen Materials kann bei robuster Auslegung der Aktuatoren aufgrund fehlender Reibung allgemein vernachlässigt werden. Demgegenüber können
elektrisch bedingte Degradationen im Großsignalbetrieb nach Kapitel 4.7.1 die aktuatorische Lebensdauer reduzieren. Weiterhin kann die dielektrische Eigenerwärmung der Keramiken im dynamischen Systembetrieb zu einer kritischen thermischen Belastung der Aktuatorik führen; es wird
vergleichend auf die thermischen Tests in Kapitel 6.1.4 verwiesen. Die Effektivität der eingebrachten Wärmeableitung wird somit in diesem Dauertest praxisnah qualifiziert. Der kontinuierliche, unterbrechungsfreie Betrieb des Systems stellt eine zusätzliche Überhöhung der orbitalen Be-
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triebsbedingungen dar, da die Vibrationsminderung dort nach Kapitel 5.5 maximal 10 Minuten andauert und maximal fünfmal täglich wiederholt wird. Ebenso bedeutet die unter Normalklima vorherrschende Umgebungsfeuchte eine Verschärfung der Betriebslasten, da sich eine trokkene orbitale Umgebung Kapitel 4.7.4 positiv auf das Lebensdauerverhalten von Piezokeramiken auswirkt.
Der Dauerversuch des Kompensationssystems wird
in den Laboren des DLR Braunschweig durchgeführt. Da die Kompensationsstruktur während des
orbitalen Betriebs täglich bis zu fünfmal ein- und
ausgeschaltet wird, wird der eigentliche Dauerversuch durch eine repräsentative Anzahl von Einschaltvorgängen des Gesamtsystems eingeleitet.
Nachfolgend wird die Störung des Kühlsystems
durch einen elektrodynamischen Shaker Typ LDS
201 nachgebildet53 und der Prüfling harmonisch
sinusförmig mit 50 Hz erregt. Für den Test werden
Bild 6.40: Prüfaufbau für den
die Betriebsparameter für eine maximale SchwinDauerversuch
gungsreduktion manuell eingestellt und täglich korrigiert. Typische Werte für die Ansteuerspannung und Phasenlage des piezoelektrischen Aktuators
liegen bei U = 800 Vpp und ϕ = 130°. Bild 6.40 zeigt den gewählten Prüfaufbau.
Die Testdauer wird auf 72 Tage begrenzt. Damit ergibt sich eine Lastzyklenzahl von n > 3 ⋅108
(Soll: 8.2⋅107) und ein relativer Sicherheitsfaktor von S = 3.7 bezogen auf eine auf 1.5 Jahre verlängerte BIRDS-Mission nach Kapitel 5.5.1.7. Mit Verweis auf die in Kapitel 2.5.5 für adaptive Systemkomponenten geforderte minimale Lastzyklenzahl für multifunktionale Aktuatoren belegt der
erfolgreiche Dauerversuch die hervorragende Eignung des piezokeramischen Systems. Den Dauertest beschließend wird ein vielfacher, schlagartiger Totalausfall der elektrischen Energieversorgung
während des aktiven Systembetriebs zur Simulation von Schwankungen der Versorgungsspannungen getestet.
6.1.16.6 Ergebnis des Dauerversuchs
Der Dauerversuch wurde wie zuvor die Umweltsimulation mit deutlich überhöhten Prüflasten
durchgeführt. Damit sollte ein verallgemeinerter Nachweis der Eignung dieses Struktursystems und
des piezokeramischen Aktuators für hohe Lebensdauerforderungen erbracht. Eine statische und
dynamische Schadensüberwachung wurde unternommen. Es wurden nach Bild 6.41 keine Schädigungen festgestellt.
Bild 6.41: Dauerversuch, Schadensdiagnose
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Damit wird die Qualifikation des adaptiven Struktursystems zur Vibrationskompensation für den
Einsatz in allgemeinen Raumfahrtanwendungen erfolgreich abgeschlossen.
6.1.17 Bewertung der Systemvariante 0
Unter Berücksichtigung der Betrachtungen in Kapitel 5.4 und 6.1 kann die adaptive Vibrationskompensation den konventionellen, aktiven Lösungsansätzen zur Minderung mechanischer Kühlervibrationen als deutlich überlegen bewertet werden. Passive Konzepte werden hier nicht betrachtet. Die
bekannten nichtkonventionellen Ansätze wurden zuvor als Experimentalstudien ohne anwendungsbezogene Relevanz identifiziert, die auch experimentell begrenzt erfolgreich blieben. In Bild 6.42
werden die nachfolgenden Betrachtungen zusammengefaßt, gestrichelt ergänzte Markierungen sind
als optimistische Einschätzungen für konventionelle Ansätze zu verstehen. Für die Bewertung
wurde nötige Abschätzungen immer zugunsten konventioneller Technologie vorgenommen.
Bild 6.42: Bewertung der Variante 0, Vergleich zu konventioneller Technologie
Systemfunktionalität
Der adaptive Funktionsnachweis in Kapitel 6.1.15 demonstrierte eine Vibrationsminderung um
53 dB. Damit konnten die residualen Störkräfte am betrachteten Kamerasystem unter Verwendung
eines leistungsstarken, stark störbehafteten Kühlsystems auf unterkritische Größen reduziert
werden. Internationale Anforderungen werden um mehr als eine Größenordnung unterschritten.
Diese Systemfunktionalität wird mit konventionellen Strukturlösungen auch zukünftig unter Berücksichtigung allgemeiner Kompatibilitätsanforderungen in der Raumfahrt nicht erreicht werden.
Bei der Betrachtung der Systemvariante 0 wird weiter deutlich, daß das Potential für verschiedene
Systemoptimierungen im Sinne einer gesteigerten Vibrationsminderung besteht. Dazu zählt die
Ausnutzung piezoelektrischer Leistungreserven wie auch die konstruktive Minderung der Systemeigenfrequenz des hochabgestimmten Kompensators zur Umsetzung einer erhöhten strukturdynamischen Effizienz in Richtung einer Resonanzüberhöhung, vgl. Bild 6.1. Als Extremfall ist der
Systembetrieb als adaptiver Tilger möglich. Alternativ kann das Kompensationssystem abhängig
von der Reglerimplementierung zur multifrequenten oder breitbandigen Störminderung zunächst
ohne verminderte Effizienz eingesetzt werden. Diese Möglichkeit bieten konventionelle Ansätze
mit elastischer Systemauslegung nicht.
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Ferner erlaubt die Variante 0 eine freie Ausrichtung aller Systemkomponenten, ohne die Funktionalität der Vibrationsminderung zu beeinflussen. Diese Beeinflussung ist hingegen bei konventionellen Maßnahmen zur Vibrationsminderung durch die relative Ausrichtung der Störkomponenten bekannt. Die adaptive Systemvariante ermöglicht dem Anwender somit eine überlegene Flexibilität
beim Systemeinsatz.
Die weitreichende Anpassungsfähigkeit der Systemvariante 0 an modifizierte Struktur- und Betriebsparameter (Raketenstarts, Systemalterung, Umgebung) bietet nur die adaptive Systemauslegung. Konventionelle, aktive Lösungsansätze können maximal schmalbandig eine begrenzte Systemanpassung realisieren.
Kompatibilität
Die Kompatibilität mit der Raumfahrtumgebung darf für die Systemvariante 0 als hervorragend
bewertet werden. Sie wurde zuvor durch eine umfangreiche, verallgemeinerte Qualifikation auf
System- und Materialebene praktisch nachgewiesen.
Die Auslegung als robustes, modulares Ergänzungssystem minimiert konstruktive Modifikationen
am zu beruhigenden System. Im vorliegenden Anwendungsfall konnte vollständig auf Änderungen
der bestehenden Konstruktion verzichtet werden. Die Ausführung als hochabgestimmtes Kompensationssystem gestattet den Verzicht von Startverriegelungssystemen. Diese werden für konventionelle mit elastischen elektrodynamischen Antrieben oder mit additiven Tilgerlösungen zur Bauteilarretierung benötigt.
Zudem bedeutet die Verwendung der piezoelektrischen Stapelaktuatorik eine überlegene elektromagnetische Betriebscharakteristik. Während die elektrodynamischen Antriebe hohe Störfelder generieren, die passiv und massereich geschirmt werden müssen, werden durch die Stapelung der
piezoelektrischen Einzelschichten mit jeweils entgegengerichteter Polarisation die geringen Störfelder kompensiert. Eine vernachlässigbare Störcharakteristik der piezokeramischen Aktuatorik der
Variante 0 wurde experimentell verifiziert.
Eine thermische Störwirkung durch die piezokeramische Aktuatorik auf die gekühlte Sensorik darf
ebenfalls vernachlässigt werden. In Systemvariante 0 wurde ein thermisches Interface und eine zusätzliche Wärmeableitung von den Keramiken umgesetzt. Deren Abwärme im dynamischen Betrieb
bleibt besonders im Vergleich zur Wärmeentwicklung der Expansionseinheit vernachlässigbar. Experimentell wurde die gute Isolation der adaptiven Struktur von der Umgebung während der thermischen Qualifikation der Struktur im Vakuum ermittelt. Dort führt der Betrieb eines sensorseitig
plazierten Heizelementes zu nur minimalen Temperaturänderungen am Aktuator. Für konventionelle Strukturlösungen kann für elektrodynamische Systeme mit dort eingesetzten Spulensystemen abgeschätzt werden, daß die betriebsbedingten Energieverluste und damit die Wärmeentwicklung des Antriebs größer als die dielektrischen Verluste eines piezoelektrischen Aktuators sind.
Masse, Bauvolumen
Die Systemvariante 0 stellt vergleichend zu konventionellen Lösungen oder zu Neuentwicklungen
kryogener Kühlsysteme eine kleinvolumige und massearme Strukturlösung mit noch erheblichen
Optimierungspotential dar. Konventionelle Kühlsysteme für die Raumfahrt mit vergleichbarer54
Kühlleistung und ‚geringer‘ mechanischer Störcharakteristik wiegen häufig einige zehn Kilogramm.
Für einen Systemvergleich werden überschlägig Masse und Volumen des selektierten Kryokühlers
für BIRDS zu den adaptiven Strukturmaßnahmen hinzugezählt. Hierfür kann eine Systemmasse des
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adaptiv vibrationsberuhigten Gesamtsystems von mges. ≈ 4.1 kg abgeschätzt werden. Diese Masse
liegt deutlich unterhalb der der konventionellen Systeme.
Da bei konventionellen, aktiven Systemen elektrodynamische Antriebe eingesetzt werden, für deren
Betrieb Steuerströme im Amperebereich bei geringen Spannungen benötigt werden, müssen die Kabeldurchmesser der elektrischen Zuleitungen zur Begrenzung elektrischer Verluste groß ausgeführt
werden. Für piezokeramische Aktoren liegen die Steuerströme nach Kapitel 6.1.8.1 bei höheren
Spannungen lediglich im mA-Bereich. Es können entsprechend geringere Kabelquerschnitte eingesetzt werden. Damit resultieren für elektrodynamische Systeme deutlich höhere Kabelmassen, typische Werte für deren Zuleitungsmassen liegen bei 0.4 kg/m. Diese wurden für den Massenvergleich vernachlässigt.
Bei Variante 0 wurden die Normgewindeteile aus Kostengründen aus Schraubenstahl realisiert. Deren Gesamtmasse beläuft sich auf m ≈ 200 g. Für das Flugmodell können diese Teile im Bedarfsfall
mit entsprechender Masseeinsparung durch Titan oder Klebstoffverbindungen ersetzt werden.
Die Systemvariante 0 benötigt bei etwa halbiertem Durchmesser nur 60% Baulänge an der Expansionseinheit im Vergleich zu konventionellen Lösungen55 aus. Es gilt zu bedenken, daß bei verminderter Vibrationsminderung eine entsprechende, zusätzliche Optimierung der Strukturparameter
ohne grundlegende Systemmodifikationen möglich sind, die das hohe Potential der adaptiven Strukturlösung weiter steigern. Masse- und Volumeneigenschaften konventioneller Systeme schließen
deren Einsatz im Gegensatz zur Systemvariante 0 in Kleinsatellitenmissionen aus. Es ist leicht verständlich, daß ein Kühlsystem mit ca. 15 kg pro Kanal für eine Mission wie BIRDS mit einer Gesamtmasse von 80 kg und zwei zu kühlenden Sensoren ungeeignet ist.
Unter Berücksichtigung der Systemauslegung als hochabgestimmter Kompensator und der Unterschreitung residualer Störkräfte kann aufgrund der modularen Systemcharakteristik eine Anpassung
der Systemmasse und des Bauvolumens vorgenommen werden. Dieses Potential wird besonders
durch die Systemvariante 2 in Kapitel 6.3 verdeutlicht.
Leistungsbedarf
Der elektrische Leistungsbedarf wird nach Kapitel 6.1.8 für das adaptive Gesamtsystem auf
9 W/Kanal abgeschätzt werden. Damit beträgt der Leistungsbedarf für den leistungsstarken, beruhigten USFA 7058 Kühler ca. 64 W und liegt damit unterhalb vergleichbaren Kühlsystemen, die
typisch bei 75..100 W rangieren. Diesen Leistungsbedarf gilt es weiter zu relativieren, da letztere
Systeme bei erhöhtem Leistungsbedarf eine die reduzierte Störminderung umsetzten lassen.
Kosten
Die Systemkosten sind kaum abschätzbar. Konventionelle Systeme werden in sehr geringen Stückzahlen gefertigt, die störmindernden Maßnahmen sind zudem technisch aufwendig umsetzbar. Hieraus resultieren die sehr hohen Preise von bis zu US$100 Mio. [ 132.]. Für die adaptive Variante 0
wurden soweit möglich standardisierte Komponenten selektiert und geeignet modifiziert (Sensoren,
Elektronik, modifizierte Aktuatorik). Zudem wirkt sich die konstruktive Auslegung der Systemvariante als modulares Ergänzungssystem sehr günstig auf einen Technologietransfer innerhalb wie
außerhalb der Raumfahrt aus. Durch den breiten Einsatzbereich der Systemvariante werden höhere
Systemstückzahlen gerechtfertigt, die Systemkosten sinken weiter. Damit wird die Variante 0 vergleichend zu konventionellen Maßnahmen zur Störminderung deutlich kostengünstiger bleiben.
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Die adaptive Vibrationsminderung wurde für ein sehr störreiches, kostengünstiges Kühlsystem
erfolgreich nachgewiesen. Damit kann angenommen werden, daß diese Störsysteme bei Ergänzung
dieser adaptiven Maßnahmen weiter verwendet und kostenintensive Neuentwicklungen vermieden
werden können. Damit ergibt sich vergleichend zu konventionellen Lösungsansätzen ein erhebliches wirtschaftliches Potential.
6.2 Systemoptimierung: Systemvariante 1
Die Systemvariante 0 wurde in einem zeitlich und
finanziell sehr eng begrenzten Rahmen einer Technologiestudie für die ESA realisiert und liefert ein
prototypisches System mit entsprechendem Optimierungspotential. Auf der Basis der vorstehenden
Diskussionen erfolgt nachfolgend eine Systemoptimierung mit dem Ziel einer Massen- und Volumenreduktion. Dabei wird für diese Variante 1 die grundlegende strukturdynamische Betriebscharakteristik und
der Aufbau der Systemkomponenten der Variante 0 beiBild 6.43: 3D-CAD-Montageansicht
behalten. Ebenso werden die adaptronischen Systemkomponenten identisch gewählt. Damit kann eine erneute Qualifikation besonders unter
Berücksichtigung der Übertestung der Variante 0 zunächst berechtigt unterbleiben. Die Variante 1
wird in Bild 6.43 gezeigt. Z.Zt. wird die Fertigung der Struktur abgeschlossen.
Die nachfolgende Diskussion kann aufgrund der Ähnlichkeit mit dem Basissystem, Strukturvariante
0, kurz gehalten werden. Die Erläuterungen beziehen sich auf Bild 6.10 und Bild 6.14.
6.2.1 Übersicht
Zur direkten Masseeinsparung liegt das größte Potential in einer Reduzierung der verschiedenen
Wandstärken und Einbringung von Aussparungen. Hierbei erfolgt eine iterative Anpassung der
Geometrien an wirksame Materialspannungen, die wie zuvor mit Hilfe von Festigkeitsbetrachtungen auf der Basis der FEM bestimmt werden. Darüber hinaus wird eine Strukturverkleinerung in Richtung der Hauptsymmetrieachse realisiert. Die anvisierte Strukturverkürzung resultiert
in entsprechenden Masseneinsparungen. Die nachfolgend diskutierten Modifikationen führen teilweise zu veränderten Geometrien der Gewindeverbindungen, die durch eine entsprechende Schraubenauslegung verifiziert werden.
Aus der Verkürzung der Systembaulänge resultiert unter den gewählten Randbedingungen eine
erhöhte Gesamtsteifigkeit der Struktur einher. Folglich werden während der Raketenstarts erhöhte
Strukturlasten wirksam werden. Daher wird das Lastvielfache für den numerischen Festigkeitsnachweis von 50 g auf 70 g angehoben.
6.2.2
Konstruktive Modifikationen
Basierend auf einer Kürzung des Gewindeteils, Pos. 14, des Kopf- und Fußstücks am Gehäuse des
Aktuators sowie der Neuentwicklung des Biegefederelementes, Pos. 11, ergeben sich weitere
Änderungsmöglichkeiten der umgebenden Bauteile.
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Die Zusatzmasse, Pos. 10, wird durch Modifikation von Pos. 14 und 4 mm Einsparung am rechtsliegenden M14-Außengewinde um insgesamt ∆l10 = 19.4 mm gekürzt und in Richtung von Pos. 1
verschoben. Die resultierende Masseneinsparung beträgt ∆m10 = 50 g. Diese erfordert einer stärkere
elektrische Ansteuerung des Aktuators für die Vibrationskompensation, die jedoch mit den Betrachtungen in Kapitel 6.1.8.5 unkritisch bleibt.
Bild 6.44: Optimiertes Biegefederelement
Die Konstruktion des Federgelenks, Pos. 11,
wird iterativ als Teil der numerischen Festigkeitsanalyse nach Kapitel 6.2.3.1 realisiert.
Bild 6.44 zeigt das modifizierte Federgelenk.
Für eine maximale Verkürzung wird die mechanische Anbindung des Aktuators an den
Kraftsensor über Außengewinde realisiert.
Damit entfallen Pos. 6 und 12 aus der Konstruktion, die Komplexität wird günstig
reduziert. Das Federgelenk wird derart um
∆l11 = 9.4 mm verkürzt.
Aus den Modifikationen der Pos. 10, des Federgelenks und einer verdünnten Distanzscheibe bei
Pos. 29 ergibt sich eine Verschiebung der rechten Feder, Pos. 9, und aller angeschlossenen Komponenten in Richtung des Adapters der Vibrationskompensation zum Kühler. Dies bewirkt eine Verkürzung der Pos. 1 um ∆l1 = 11 mm, vorrangig durch eine Anpassung dessen Außengewindes.
Durch zusätzliche Materialaussparungen an Kopf- und Seitenflächen resultiert eine Masseneinsparung von Pos. 1 um ∆m1 = 30 g. Mit der Kürzung von Pos. 1 kann das Gehäuse, Pos. 15, um
∆l15 = 15 mm gestaucht werden. Die Wandstärke des Bauteils wird um ∆t15 = 1 mm reduziert und
die Aussparungen erweitert. Diese Änderungen ermöglichen eine reduzierte Masse von
∆m15 = 150 g.
Die Wandstärke des Verschlußteils, Pos. 16, wird um ∆t16 = 2.5 mm reduziert. Es werden zusätzlich
Aussparungen an der Kopffläche eingebracht und linksseitig ein Endanschlag zur definierten Verschraubung mit Pos. 15 ergänzt. Die Modifikationen führen zu einer reduzierten Masse von
∆m16 = 40 g.
Bild 6.43 zeigt eine Montagezeichnung der Systemvariante 1. Die Änderungen ermöglichen eine
Einsparung der Gesamtlänge um ∆l = 26 mm bzw. 12.5% und ∆m = 270 g Masse56 bzw. 15.4%
bezogen auf Variante 0. Die Gesamtlänge beträgt damit lV1 = 181.3 mm, die Gesamtmasse
mV1 = 1.48 kg.
6.2.3 Numerische Festigkeitsanalyse der Systemvariante 1
Die Sytemvariante 1 wird in Analogie zu Kapitel 6.1.11 mit Hilfe der FEM einer Festigkeitsbetrachtung unterzogen. Für die acht Lastfälle wird eine erhöhte quasistatische Vergleichsbelastung
von 70 g angesetzt. Die Analyse der Gesamtstruktur liefert erwartungsgemäß maximale Materialspannungen in den sternförmigen Federn und dem Biegefederelement, in der übrigen Struktur
liegen die Spannungen unterhalb 50 N/mm2. Die Federn wurden in Nachlaufrechnungen einzeln betrachtet und für alle acht Lastfälle weiterhin unkritische Spannungszustände nachgewiesen. Der
Festigkeitsnachweis für das Biegefederelement erfolgt iterativ zur konstruktiven Auslegung und
führte zu der Geometrie nach Bild 6.44. Abschließend wurden in Analogie zu Kapitel 6.1.12 die
Materialspannungen an den vereinfacht modellierten Verbindungselementen abgeleitet und eine se-
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parate Auslegung aller Gewindeteile nach [ 209.] durchgeführt. Dies schließt die Gewinde des
Federgelenkes mit ein.
6.2.3.1 Biegefederelement
Das modifizierte Federelement soll folgende Anforderungen erfüllen:
•
hohe axiale Festigkeit zur Aufnahme der Startlasten von ca. 650 N ohne plastische Deformationen
•
dem Originalgelenk identische Biegesteifigkeit von 22 Nm/rad sowie
•
dem Originalgelenk weitgehend identische axiale Federsteifigkeit
•
fertigungstechnisch einfach realisierbar
Die Forderung nach identischer axialer Federsteifigkeit entspricht einer Wunschanforderung, da bei
der vorliegenden mechanischen Systemcharakteristik leichte axiale Steifigkeitsänderungen der
Feder einen vernachlässigbaren Einfluß auf die hochabgestimmte Vibrationskompensation nach
Bild 6.1 hat - die Störfrequenz liegt bei 50 Hz während die erste Systemeigenfrequenz weit darüber
liegt. Eine entsprechende steifigkeitsbedingte Modifikation der Übertragungscharakteristika wird
für die adaptive Vibrationsminderung durch Anpassung der Reglerparameter problemlos ausgeglichen werden. Als Federmaterial wird analog zu Kapitel 6.1.7 die Berrylliumbronze CuBe2,
Mat.Nr. 2.1247.56, gewählt, s. Tabelle 6.3.
Bild 6.45: FEM des Biegefederelementes, vgl. Bild 6.44
Das Federelement wird in ANSYS mit Solid72 Elementen nach Bild 6.44 ohne Gewinde modelliert. Der engste Spannungsquerschnitt mit Amin. = 2.54 mm2 und einer Länge von l = 6.8 mm ermöglicht die gewünschte hohe Biegeelastizität. Die großen Rundungsradien vermeiden hohe Kerbspannungen und erhöhen die axiale Steifigkeit. Für die axiale Festigkeitsanalyse wird eine Seite des
Gelenks festgehalten und das gegenüberliegende Ende mit der Entwurfslast von Fmax. ≈ 650 N nach
Bild 6.45 belastet. Die maximalen Vergleichsspannungen ergeben sich zu σ ≈ 266 N/mm2 und liegen weit unterhalb der technischen Materialstreckgrenze.
Analog zu Kapitel 6.1.10.2 wird für das Biegefederelement die Kennlinie der axialen Steifigkeit für
Verschiebungen von 0...1 mm in 0.2 mm-Schritten berechnet. Zur Ermittlung der Biegesteifigkeit
wird das Federelement mit genannten Einspannbedingungen lateral einseitig mit 0...0.5 mm in
Schritten zu 0.1 mm belastet und für jeden Lastschritt das Reaktionsmoment und der zugehörige
Drehwinkel bestimmt. Die berechneten Kennlinien werden in Bild 6.46 gezeigt. Die axiale Steifigkeit wird zu ca ≈ 72 N/µm, die Biegesteifigkeit cB ≈ 22.8 Nm/rad. Ermittelt. Die entsprechenden
6
153
Werte des Originalfedergelenks betragen 100 N/µm und 22 Nm/rad. Die Anforderung nach geringem Fertigungsaufwand wird besonders bei Vergleich mit dem drahterodierten Originalbauteil nach
Bild 6.7 erfüllt. Zusätzlich kann bei dem neuen Federelement mit Außengewinden die Raumfahrtforderung nach kaltverformten Gewinden leicht erfüllt werden. Die Gewindefertigung und thermische Nachbehandlung der Bronze wurde in Kapitel 6.1.7 beschrieben.
Bild 6.46: Federkennlinien des Biegefederelementes
6.3 Systemoptimierung: Systemvariante 2
Nach Entwicklungsabschluß der Systematik der Variante 0 und 1 soll eine weitere Optimierung der
Kompensationsstruktur mit dem Ziel weiterer Masse- und besonders Volumeneinsparung realisiert
werden. Dieses System soll die Einbringung von NV-Aktuatorsystemen ermöglichen und das Ausmaß der modularen Systemlösung vertiefen, um anwendungsspezifisch nötige Modifikationen
grundlegender Systemparameter im Sinne einer Skalierbarkeit der Systematik zu vereinfachen. Damit soll das Potential dieser adaptiven Strukturlösung unterstrichen, deren Einsatzmöglichkeiten erweitert und ein Technologietransfer weiter vereinfacht werden.
Zur Vermeidung der Einbringung von Startverriegelungsmechanismen wird das strukturdynamische
Funktionsprinzip der adaptiven, hochabgestimmten Vibrationskompensation gemäß Bild 6.1 und
Bild 6.2 weiter genutzt. Basis der Variante 2 bleibt die piezokeramische Aktuatorik, die ihre
elastische Eigenmasse plus einer passiven, starren Zusatzmasse beschleunigt. Jedoch wird die
Konstruktion gegenüber Variante 0 grundsätzlich modifiziert: Statt eines einzelnen Aktuators
werden mehrere kleinere verwendet, die in vier Ebenen kaskadiert angeordnet werden. Damit wird
eine Umverteilung der Massen und eine Reduzierung des Bauvolumens sowie eine verkoppelte
Masseneinsparung umgesetzt. Ebenso wird mit diesem Aufbau die Realisierung einer zusätzlichen
Fail-Safe Systematik eingearbeitet. Die konstruktiven Modifikationen lassen den Einsatz von
Multilayer-Aktuatoren zu, die einen Systembetrieb bei geringeren elektrischen Steuerspannungen
ermöglichen. Der elektrische Leistungsbedarf zum Betrieb der adaptiven Vibrationsminderung
bleibt bei gleicher mechanischer Systemleistung entsprechend gering.
Die Systematik der Variante 2 basiert grundlegend auf der Variante 0, nachfolgende Diskussion
wird in Anlehnung an die dort vorgestellte Systementwicklung zusammenfassend geführt. Betrachtungen zur Modellierung des dynamischen Systembetriebs zur Definition konstruktiver Strukturparameter und Auswahl von Basiskomponenten, die konstruktive Auslegung und der Festigkeitsnachweise des adaptiven Systems werden nur erklärend umrissen. Für die Systemauslegung wird entsprechend Kapitel 6.2 ein Lastvielfaches von 70 gewählt.
6
154
6.3.1 Systementwurf
In Bild 6.47 wird in einer schematischen Gegenüberstellung die Systemvariante 2 mit dem Originalsystem verglichen. Zwölf Aktuatoren werden in vier Ebenen ringförmig kaskadiert um die Symmetrie- bzw. optische Systemachse angeordnet. Jede der Ebenen wird aus drei mechanisch parallel
geschalteten Aktuatoren gebildet, die zueinander mechanisch in Serie geschaltet werden. Elektrisch
werden alle Aktuatoren für eine maximale Vibrationsminderung parallel und gleichphasig sowie
gegenphasig zur Kühlerstörkraft betrieben.
Bild 6.47: Schema des Originalmodells (links) und der Variante 2 (mittig und rechts)
Wie in Bild 6.47, mittig, gezeigt, wird bei dieser konstruktiven Anordnung eine deutliche Verkürzung der Baulänge bei gleichzeitiger Ausnutzung des in dieser Anwendung maximal verfügbaren Durchmessers von ∅ = 90 mm umgesetzt. Im Gegensatz zur Variante 0, bei der der einzelne
Aktuator näherungsweise seine halbe Masse57 und die Zusatzmasse mit der aktuatorischen
Auslenkung beschleunigt, geschieht dies bei Variante 2 nur in der Ebene IV. Die Ebene III
hingegen beschleunigt wieder die halbe Eigenmasse, jedoch plus der gesamten Aktuatormasse der
Ebene IV plus der Zusatzmasse und plus der äußeren Führung, s. Bild 6.48. Entsprechend setzen
sich die Verhältnisse für die Ebenen II und I fort.
Die scheinbar erhöhte Systemkomplexität der Variante 2 wird durch folgende Fail Safe Konzeption
ausgeglichen: Im Falle einer Aktuatorschädigung besteht die Möglichkeit der Abschaltung einzelner
Ebenen. Dieses Vorgehen führt zu einer reduzierten Vibrationsminderung, jedoch nicht zum Ausfall
des Gesamtsystems. Darüber hinaus besteht das Potential, bei Ausfall eines einzelnen Aktuators die
beiden übrigen Aktuatoren dieser Ebene weiter zu betreiben58. Im Sinne einer erhöhten Systemzuverlässigkeit wird wie bei Variante 0 und 1 der vorgestellte Verguß der Aktuatorik vorgesehen, der
der Wärmeableitung und der lateralen Aussteifung der Komponenten sowie einer potentiellen Splitterbindung bei mechanischem Versagen der Keramiken dient. Zusätzlich wird der Verguß in
weitere Zwischenschichten der Bauteile eingebracht. Die Position der Vergußmasse wird in
Bild 6.50, rechts, gezeigt.
6.3.2 Konstruktiver Entwurf
Die Konstruktion erfolgt als iterativer Prozeß zu analytischen Modellbetrachtungen und numerischen Festigkeitsuntersuchungen. Nachfolgende Diskussion bezieht sich auf die Bauteilbezifferung der Explosionsansicht in Bild 6.48 und den Schnittansichten in Bild 6.50.
Die Zielsetzung der konstruktiven Systemauslegung besteht neben einer allgemeinen Massen- und
Volumenminimierung in der sehr steifen Ausführung aller Bauteile, um Nachgiebigkeiten und aktuatorische Dehnungsverluste während des aktiven Systembetriebs mit verkoppelter reduzierter
Effizienz der adaptiven Vibrationsminderung zu begrenzen. Besonderes Augenmerk der Konstruktion gilt auch der Federauslegung: Diese wird in Variante 2 gegenüber den vorigen Strukturvarian-
6
155
ten durch eine Einzelfeder realisiert. Über die Funktion der Lagerung und Führung der Bauteile
hinaus übernimmt diese Feder in Variante 2 zusätzlich die Einprägung der mechanischen Vorspannkraft der piezokeramischen Aktuatoren. Damit verbunden wird eine Volumeneinsparung und besonders eine Entlastung der Systemkomplexität realisiert.
Bild 6.48: Konstruktiver Entwurf der Variante 2, Explosionsansicht
Ausgehend von der gekühlten Infrarotkamera wird die Kompensationsstruktur über das thermische
Titaninterface, Pos. 3, an die Expansionseinheit des Kryokühlers angeschlossen. Dieses Verbindungselement wird mit einer zylindrischen Überwurf über das heiße Ende der Kühlerpumpe geschoben, über den bei lateraler Strukturbelastung resultierende Biegemomente abgebaut werden.
Aus Bild 6.50 wird ersichtlich, daß hinreichend Bauraum für die erforderlichen Wärmeableitungen
und die flexible Kühlmedienleitung gemäß Bild 5.11 belassen wird. Auf Pos. 3 werden drei Aktuatoren aufgesetzt, die wiederum in das innere Führungsteil, Pos. 5, eingelassen werden. Diese
Aktuatoren bilden die Aktuatorebene I nach Bild 6.47. Von links werden die Aktuatoren der Ebene
II um 60° versetzt in linksseitige Bohrungen eingelassen. Bild 6.49, rechts, verdeutlicht den konstruktiven Aufbau. Über die Pos. 5 wird die hutförmige Rückführung, Pos.7, geschoben, auf deren
Innenseite die Aktuatorebene II aufsetzt. Der äußere Ring von Pos. 7 bildet die Stützebene für die
Aktuatorebene III. Die konstruktiven Verhältnisse setzten sich entsprechend für die Aktuatorebene
IV in der äußeren Führung, Pos. 8, und der Masse, Pos. 10, fort.
Bild 6.49: Anordnung der Aktuatoren in Pos. 5 und 8, Ebene III, IV (l.), Ebene I, II (r.)
6
156
Der Massenschwerpunkt der kurzen Struktur wird in axialer Richtung in die Federebene, Pos. 12,
gelegt, so daß laterale Trägheitskräfte keine Biegemomente in die Feder induzieren und als solche
vollständig über die zylindrische Momentenableitung der Pos. 3 abgesetzt werden. Die Pos. 12 verspannt zudem über die mittensymmetrisch liegende Spannschraube, Pos. 11, die Aktuatorik über die
Masse, Pos. 12, und die Führungsteile, Pos. 5, 7 und 8, gegen das thermische Interface, Pos. 3.
Diese externe Verspannung ermöglicht den Einsatz von gehäuselosen Aktuatoren und wird in
Bild 6.49 und Bild 6.50, rechts, schematisch gezeigt. Für die Systemmontage wird die Spannschraube durch einen Zentrierstift ersetzt.
In Bild 6.48 werden die vier Aktuatorebenen mit je drei Aktuatoren dargestellt. Diese werden zur
Vermeidung des Verkippens der Führungsteile und der Zusatzmasse, Pos. 5, 7, 8 und 10, mit resultierender Störmomentenausbildung symmetrisch eingearbeitet. Je sechs Aktuatoren werden in die
Bauteile Pos. 5 und 8 in einem Winkel von 60° zueinander und beidseitig eingeführt, s. Bild 6.49.
Hierbei besitzen die Aktuatoren der Ebene I und II aus konstruktiven Gründen die halbe Baulänge
der der Ebenen III und IV, vgl. Bild 6.47.
Die Positionen 5, 7, 8 und 11 werden aus Aluminiumlegierung, Mat.Nr. 3.4364, die Feder aus
Berriliumbronze, Mat.Nr. 2.1247, die Pos. 10 aus Edelstahl, Mat.Nr. 1.4301, und Pos. 3 aus
Titanlegierung, Mat.Nr. 3.7164 gefertigt. Materialkenndaten sind in Tabelle 6.3 zusammengefaßt.
Die Normverbindungsteile bestehen aus unbehandeltem Schraubenstahl der Festigkeitsklasse 10.9.
Zur Korrosionsbeständigkeit gilt in Kapitel 6.1.9 diskutiertes.
Die Gesamtbaulänge der Variante 2 beträgt lV2 = 83 mm und entspricht 40% der Variante 0 bei
identischem Außendurchmesser von ∅2 = 90 mm. Die Systemmasse ergibt sich zu mV2 = 1.356 kg
und beträgt damit 77% von Variante 0, dies bei einer Zusatzmasse von m4 = 0.642 kg. Diese wird
zur Kompensation von Modellierungsunsicherheiten für erste experimentelle Untersuchungen
eingebracht und kann nach analytischen Modellbetrachtungen bei maximaler Aktuatoransteuerung
auf bis zu m4 = 0.371 kg reduziert werden kann. Damit wird eine weitere Reduzierung der Gesamtsystemmasse bei sonst gleicher Konstruktion auf bis mV2 = 1.085 kg, also auf 62% in Bezug auf
Variante 0 möglich. Eine Massenbilanz der gefertigten Struktur ist Anhang E beigefügt.
Bild 6.50: Schnittansichten der Variante 2, rechts mit Vergußmasse
6
6.3.3
157
Aktuatorik
Es werden zwölf Aktuatoren, Pos. 6 und 9, ohne Gehäuse und Anschlußgewinde eingesetzt. Die
Aktuatoren werden gemäß Bild 6.50, rechts, in den Bauteilen mit wärmeableitender Silikonkautschukmasse vergossen. Darüber hinaus werden die Aktuatoren nicht fest an die Umgebung angebunden, so daß bei axialer Belastung keine kritischen Zugkräfte wirksam werden. Dies wurde für
Variante 0 und 1 durch die klebstoffreie des Kopfstücks an den Keramikstapel realisiert. Wie zuvor
muß ein Abheben bzw. das nachfolgende Rückprellen der Bauteile auf die spröden keramischen
Aktuatoren verhindert werden. Entsprechend muß auf die gehäuselosen Aktuatoren eine externe
mechanische Vorspannkraft eingeprägt werden. Diese wird durch die Verspannung der Feder gegen
die Spannschraube eingeprägt.
6.3.3.1 Mechanische Vorspannung
Mit der maximalen Zusatzmasse und einem Auslegungslastvielfachen von 70 g werden während
des Raketenstarts Trägheitskräfte von geringer als Fmax. < 450 N wirksam. Diese setzen sich axial
pro Ebene auf die drei parallel geschalteten Aktuatoren ab, so daß jeder Aktuator im Startlastfall mit
F´max. < 150 N belastet werden wird. Um das Abheben der Aktuatoren von der Umgebung zu
vermeiden, wird eine externe Vorspannkraft von FV = 700 N gewählt, die in den vier seriell
geschalteten Ebenen eingeprägt wird. Die Ermittlung der Vorspannkraft ist ein Teilergebnis der
Analyse in Kapitel 6.3.8.
Auf Biegefederelemente der Variante 0 wird im Sinne einer weiteren Strukturverkürzung in
Variante 2 verzichtet. Zur Vermeidung der Einleitung von Biegemomenten an den Aktuatoren
werden diese einseitig mit einem sphärischen Endstück nach Bild 6.50, rechts, und Bild 6.51 aus
reibungsarmen, hartem Wolframkarbid versehen. Damit wird bei lateraler Belastung eine haftende
Verbindung und Schubspannungen in den Aktuatoren vermindert. Querkräfte werden reduziert und
über den Verguß abgeleitet. Für die Systemauslegung wurde hier eine Worst-Case-Belastung mit
einer real nicht vorliegenden, überhöhten, beidseitig haftenden Anbindung der Aktuatoren
angenommen und die mechanische Verspannung der Aktuatorik derart angepaßt, daß bei lateraler
Strukturbelastung keine kritischen Zugspannungen im keramischen Material wirksam werden.
Für eine hinreichend genaue Einstellung der
statischen Vorspannkraft wurde die numerische
Verformungsanalyse der Feder als nicht hinreichend betrachtet. Damit bestand der Bedarf, die
wegdefinierte Kraftausbildung in der Feder während der Systemmontage experimentell zu verifiBild 6.51: Multilayer-Aktuatoren, Pos. 6 und 9 zieren. Im Sinne der Strukturoptimierung sollte
hierfür jedoch auf eine Kraftsensorik verzichtet
werden und die Kraft entweder über einen in der Spannschraube applizierten Dehnungsmeßstreifen
oder durch Überwachung der elektrischen Kapazität der piezokeramischen Aktuatoren gemessen
werden. Die Applikation des Dehnungsmeßstreifens ist hierbei als nachteilig zu bewerten, da die
Kraft nur indirekt, entfernt von der Aktuatorik gemessen wird und der DMS nachträglich nicht
mehr rückstandsfrei entfernt werden kann. Demgegenüber bietet die Kapazitätsmessung den Vorteil, die Kraftinformation direkt an den zu verspannenden Piezokeramiken zu ermitteln und eine potentielle, nicht gleichmäßige Kraftverteilung frühzeitig detektieren zu können. Für den gefertigten
Prototypen der Variante 2 wurden beiden Kontrollmethoden vergleichend eingesetzt: Der DMS
6
158
wurde bei definierter elastischer Bauteilverformung der Spannschraube in einer statischen Prüfmaschine kalibriert. Die Kapazitätsmessung, die auf einer der mechanischen Belastung des piezokeramischen Materials proportionalen, elastischen Neuausrichtung der Domänen mit resultierender
Modifikation der Permittivität εr nach Glg. (4.34) beruht, wird ebenfalls in einem Prüfstand kraftbezogen kalibriert. Es zeigte sich hier neben der bekannten zeitlichen (Ladungsabfluß an den Elektroden) eine starke thermische Abhängigkeit der Messungen, die eine genaue Definition der Prüfbedingungen erfordern. Das Prinzip der kapazitiven Kraftmessung wurde erfolgreich nachgewiesen.
6.3.3.2 Piezokeramisches Material und Aufbau der Aktuatorik
Es werden gestapelte Multilayer-Aktuatoren auf der Basis des keramischen NV-Materials N-10
nach Kapitel 4.9.5 selektiert. Das Ausgasverhalten der Materialkomponenten wurde nach [ 99.] experimentell verifiziert sowie geeignete Modifikationen in Analogie zu Kapitel 6.1.4 umgesetzt.
Damit gelten die verwendeten Aktuatoren als für allgemeine Raumfahrtanwendungen qualifiziert.
Aus konstruktiven Gründen werden Aktuatoren mit zwei unterschiedlichen Längen nach Bild 6.51
benötigt. Hierfür wird die längere Aktuatorik, Pos. 9, durch klebende Anbindung jeweils zwei kürzerer Aktuatoren, Pos.6, gebildet. Das Foto zeigt die dann mittige Kabelzuführung der kombinierten, längeren Aktuatorik. Zur Kostenreduktion und im Sinne eines erleichterten Ersatzes der
Aktuatorik durch das N-10 Nachfolgeprodukt, vgl. Kapitel 4.9.5, wird ein quadratischer Standardquerschnitt der Keramiken gewählt und die Gesamtkonstruktion der Variante 2 an diese Aktuatorgeometrie angepaßt. Aus diesem Kompromiß resultiert ein leicht erhöhtes keramisches Gesamtvolumen der Aktuatorik und ein geometrisch sowie materialspezifisch bedingter erhöhter elektrischer Leistungsbedarf. Dieser bleibt anwendungsbezogen nach Kapitel 6.3.5 unkritisch und kann
bei Einsatz der Nachfolgekeramik mit dann halber Dielektrizität entsprechend drastisch gesenkt
werden. Die wichtigsten Kenndaten der Aktuatorik wird in Tabelle 6.8 zusammengefaßt.
Mit dem beschriebenen Aufbau der Variante 2 resultiert mit Tabelle 6.8 der freie Gesamtstellweg
der Aktuatorik bei sicherer elektrischer Ansteuerung von ED = 0..1.5 kV/mm zu l0,ges. = 120 µm.
Eine negativ sowie positiv übersteuerter Betrieb innerhalb der in Kapitel 4.7.1 spezifizierten
Grenzen wurde experimentell verifiziert. Dabei wurde eine erwartete Dehnungsüberhöhung und
eine Steigerung des Stellwegs auf über 200 µm ermittelt, vgl. Bild 6.54. Dieser Dehnungszuwachs
wird aus Zuverlässigkeitsgründen für den aktiven Systembetrieb nicht genutzt, bietet jedoch
potentielle Leistungsreserven.
Pos. Geometrie (Axl) freier Hub l0 1
6
5x5x18 mm3
20 µm
3
9
5x5x36 mm
40 µm
1
Masse
4.9 g
9g
Steifigkeit Kapazität
60 N/µm
1800 nF
30 N/µm
3600 nF
Keramikdicke
100 µm
100 µm
0..1.5 kV/mm
Tabelle 6.8: Kenndaten der in Variante 2 eingesetzten Multilayer-Aktuatorik
6.3.4
Sensorik
Für die Strukturauslegung wurden zunächst keine Sensoren eingearbeitet. Für den adaptiven
Systembetrieb ist die Verwendung von zwei kleinen Beschleunigungssensoren vorgesehen, die im
Bereich der Kühleranbindung sowie an der Zusatzmasse plaziert werden können. Mit den
Betrachtungen in Kapitel 6.1.6 werden ICP-Sensoren des Typs 353C02 selektiert. Kenndaten sind
dem Anhang beigefügt.
6
6.3.5
159
Leistungsbedarf
Die Aktuatoren werden elektrisch parallel geschaltet. Damit resultiert nach Kapitel 6.1.8 für die einzelnen Aktuatorebenen eine Kapazität von CI,II = 3⋅1.8 µF = 5.4 µF für die Ebenen der Pos. 6 bzw.
CIII,IV = 10.8 µF für die Ebenen der Pos. 9. Die Gesamtkapazität beträgt folglich CI-IV = 32.4 µF.
Damit ergibt sich nach Glg. (4.73) ein maximaler elektrischer Durchschnittsleistungsbedarf pro
Halbperiode zur kapazitiven Aufladung der Aktuatoren von
Pδ>0°,Halbperiode,I,II = 6.17W und Pδ>0°,Halbperiode,I,II = 12.34W
(6.35)
sowie pro Vollperiode nach Glg. (4.76)
Pδ>0°,Vollperiode,I,II = 3.23W und Pδ>0°,Vollperiode,I,II = 6.46W
(6.36)
unter Annahme eines maximalen aktiven Betriebs mit UD = 150 V, U0 = 75 V und tan δN-10 = 0.02.
Es resultiert ein durchschnittlicher Leistungsbedarf für den Betrieb aller Aktuatoren von
Pδ>0°,Vollperiode,I− IV = 19.38W .
(6.37)
Bei Abschaltung einzelner Aktuatorebenen reduziert sich der Leistungsbedarf gemäß Glg. (6.36).
Unter Verwendung der selektierten digitalen Verstärkerelektronik mit Energierückgewinnung werden die Energiereserven des Satelliten pro Kanal nach Glg. (6.6) mit
PVerstär ker,Eingang = 7.75W
(6.38)
belastet. Dies entspricht bei 10-min. Systembetrieb einem Energiebedarf von 1.29 Wh und wird mit
Kapitel 5.5.1.6 als unkritisch bewertet.
Der vergleichend zu Variante 0 erhöhte Leistungsbedarf ergibt sich neben dem materialspezifisch
erhöhtem dielektrischen Verlustfaktor der N-10 primär aus dem erhöhten keramischen Volumen der
eingesetzten Aktuatorik. Für die zylindrische Aktuatorgeometrie der Variante 0 und 1 bzw. die
quaderförmige Geometrie der Variante 2 gilt
V0,1 = π ⋅ r 2 ⋅ l ≈ 7068mm3
bzw.
V2 = 6 ⋅ ( a1 ⋅ l1 + a 2 ⋅ l 2 ) ≈ 8100mm3
(6.39)
und entspricht einem Volumenverhältnis von V2/V0,1 ≈ 1.15. Bei Verwendung von P53-Keramik,
wie in Varianten 0 und 1 eingesetzt, würde sich folglich für Variante 2 ein Energiebedarf von
PSatellit, P53 = 7.25W
(6.40)
ergeben, der mit Glg. (6.38) zu vergleichen ist. Es gilt zu beachten, daß eine Modifikation der keramischen Querschnittsgeometrie auch für Variante 2 und N-10 problemlos möglich ist und lediglich
zur Kostensenkung unterlassen wurde.
Werden bei Variante 2 zur Einsparung des Energiebedarfs nur zwei der drei Aktuatoren pro Ebene
betrieben, folgt CÍ,II = 3.6 µF , CÍII,IV = 7.2 µF und CÍ-IV = 21.6 µF und damit nach Glg. (6.37)
P 'δ>0°,Vollperiode,I − IV = 12.92W .
(6.41)
In diesem Fall sinkt die Belastung der Energieressourcen des Satelliten nach Glg. (6.6)
PVerstär ker,Eingang = 5.17W .
(6.42)
Dies entspricht einem Energiebedarf von 0.86 Wh. Bei Ablösung des Materials N-10 durch angekündigte Weiterentwicklung darf eine zusätzliche Reduktion des Leistungsbedarfs erwartet werden.
Wird eine um 50% reduzierte Materialpermittivität angesetzt, resultiert bei sonst gleichen Kenndaten eine Gesamtkapazität der Variante 2 von C´Í-IV = 16.2 µF. Damit läßt sich der Gesamtleistungsbedarf zu
6
160
P ''δ>0°,Vollperiode,I− IV = 9.69W
(6.43)
''
PSatellit,
N −10,Folg emat. = 3.87W
(6.44)
und schließlich
abschätzen. Damit wird deutlich, welches Potential für Energieeinsparungen die Variante 2 ohne
grundlegende Modifikationen der Systematik bietet.
6.3.6
Analytische Systembeschreibung
Die analytischen Beschreibungen des dynamischen Betriebsverhaltens erfolgen in Analogie zu
Kapitel 6.1.13. Über dortige Betrachtungen hinausgehend werden die Steifigkeiten der Vergußelemente zwischen den verschiedenen Bauteilen miteinbezogen. Diese werden vereinfachend als masselos angenommen, Dämpfung wird vernachlässigt. Die Modellungenauigkeiten werden durch die
Einbringung einer zunächst überhöhten Zusatzmasse ausgeglichen, können jedoch im Bedarfsfall
nach experimenteller Ermittlung besonders der Dämpfung am gefertigten Modell ermittelt und in
die Modellbetrachtung eingearbeitet werden.
Bild 6.52: Mechanisches Ersatzmodell für den aktiven Betriebsfall der Variante 2
Bild 6.52 zeigt das verwendete Ersatzmodell für Variante 2. Die relevante Steifigkeits- und Massenbelegung wird in Anhang E zusammengefaßt. Die Federsteifigkeit der Pos. 12 wird mit Hilfe der
FEM in Analogie zu Kapitel 6.1.10.2 in Kapitel 6.3.8.3 ermittelt. Hierfür wurde eine plastische
Vorverformung der Feder im unbelasteten Zustand berücksichtigt, die nach Aufprägen der aktuatorischen Vorspannkraft und elastischer Federverformung zu einer planen Federgeometrie führt. Laterale Strukturlasten wirken damit im verspannten Systemzustand vorzugsweise in der Symmetrieebene der Feder. Die Pos. 5, 7 und 8 wurden zunächst als ideal steif angenommen.
Die Analyse ermöglicht die Bestimmung der erforderlichen Zusatzmasse m4 für eine vollständige
Vibrationsberuhigung. Es ergibt sich für eine maximale elektrische Ansteuerung der Aktuatoren
eine Masse m4 = 371 g. Wird weiter die Steifigkeit der Umgebungsanbindung der Infrarotkamera
eingearbeitet, hier mit Hilfe der FEM analog zu Kapitel 6.1.10.2 zu cK = 2 N/µm bestimmt, werden
die beiden ersten Eigenfrequenzen bestimmt zu f1 = 144 Hz und f2 = 1315 Hz.
Nach der Strukturfertigung wurden diese Eigenfrequenzen experimentell zu f´1 = 143 Hz und
f´2 = 608 Hz bestimmt. Eine kritische Diskussion der Modellannahmen wurde durchgeführt und die
angenommenen idealisierten Steifigkeiten der Führungsteile der Aktuatoren als Fehlerursache
identifiziert. Eine numerische Nachweisrechung der Bauteile wurde durchgeführt und für die hutförmige Rückführung, Pos. 7, eine deutliche Abweichung von der ideal steifen Ausführung er-
6
161
mittelt. Die numerische Berechnung lieferte
eine axiale Bauteilsteifigkeit von cPos.7 =
8970 N/mm, die aus den Verformungen an
den Anbindungspunkten der Aktuatorik resultierte. Die Bauteilverformungen werden in
Bild 6.53 gezeigt. Die Bauteilsteifigkeit wurde in die obige analytische Modellbetrachtung
eingearbeitet und die korrigierte Eigenfrequenzen zu f´´1 = 145 Hz und f´´2 = 601 Hz berechnet. Diese bedeuten eine gute Übereinstimmung mit den Meßergebnissen. Die zweite
Systemeigenfrequenz kann damit der Pos. 7,
Bild 6.53: Verformung der Pos. 7 in den
die erste Eigenfrequenz der AnbindungssteiKrafteinleitungspunkten der Aktuatoren
figkeit der Kamera cK zugeordnet werden. Mit
der Zielsetzung der robusten Ausführung des
adaptiven Kompensationssystems wird damit als Modifikation der bestehenden Struktur eine Versteifung der Rückführung, Pos. 7, nötig. Damit werden aktuatorische Dehnungsverluste begrenzt
und die Systemeffizienz der Variante 2 erhöht. Konstruktiv kann diese Versteifung sehr einfach
durch Einbringung zusätzlicher Sicken im verformten Absatzbereich des ‚Hutes‘ realisiert werden.
6.3.7
Experimenteller Funktionsnachweis
Der Funktionsnachweis dient der Bestimmung der Aktuatoreffizienz und der Kompensationskräfte,
dies im Sinne einer Verifikation der analytischen und numerischen Betrachtungen. Dazu wurde das
statische und dynamische Verhalten der Aktuatorik einzeln sowie im montierten Systemzustand
untersucht. Daneben wurden die Eigenfrequenzen der Variante 2 wie zuvor beschrieben untersucht
und eine Optimierung des Bauteils Pos. 7 abgeleitet. Eine adaptive Regelung der Vibrationskompensation wurde unterlassen, da zum Zeitpunkt der Fertigstellung der Variante 2 das kryogene Störsystem nicht verfügbar war.
200
statische Auslenkung Gesamtsystem
Summe der Einzelaktuatoren
Piezostack PSt 150/5x5/20
Piezostack PSt 150/5x5/40
dynamische Auslenkung Gesamtsystem
175
Aktuatorhub [µm]
150
125
100
75
50
25
0
-40
-20
0
20
40
60
80
100
120
140
160
180
200
Ansteuerspannung U [V]
Bild 6.54: Statische und dynamische Auslenkung der Aktuatorik bei Variante 2
6
162
Das Verformungsverhalten der Einzelaktuatoren und der Gesamtstruktur wurde berührungslos per
Lasertriangulation gemessen. In Bild 6.54 wird das statische Verhalten der einzelnen Aktuatortypen
im freien Zustand dargestellt. Hieraus ergibt sich als Summe der Ebenen I bis IV der gezeigte
theoretische Gesamthub der Aktuatoren, der erwartungsgemäß über dem experimentell ermittelten
Hub im montierten Zustand liegt. Die Differenz der beiden Kurven läßt sich gemäß Glg. (4.24)
unter Berücksichtigung der Steifigkeitsverhältnisse nach Bild 6.52 in guter Näherung abschätzen.
Die Abweichung zwischen experimentell und analytisch bestimmten Hubverlust beträgt weniger als
3%. Das statische Verhalten wurde in einem erweiterten Ansteuerbereich der Aktuatorik von
ED,max. = -300...2000 V/mm ermittelt. Die gemessene Auslängung der Variante 2 für den anvisierten Betriebsbereich von ED = 0...1.5 kV/mm beträgt an der Masse m4 ∆l0,stat. = 130.4 µm. Im dynamischen Betrieb zur Vermessung der Kompensationskraft wird die Struktur mit ED bei f = 50 Hz
betrieben. Der resultierende Gesamthub wird zu ∆l0,dyn. = 118 µm bestimmt. Die Kraft wird gemäß
Bild 6.55 mit Hilfe eines piezokeramischen Kraftaufnehmers gemessen, der zwischen Kompensationsstruktur und angenommener Kühlerstruktur geschaltet wird. Der funktionale Zusammenhang
von der Ansteuerspannung der Aktuatoren wird in Bild 6.55 dargestellt. Hieraus kann abgeleitet
werden, daß eine Störkraft von F̂ = 4N durch den Kryokühler sicher kompensiert werden kann. Die
Umsetzung des Prüfaufbaus nach Bild 6.55, links, verdeutlicht recht eindrucksvoll die hohe Einsatzflexibilität der Variante 2 durch die gewählte Ergänzungscharakteristik und damit die Machbarkeit des Technologietransfers in weitere Anwendungen.
5
mittlere Kraft
Kraft [N]
4
3
2
1
0
0
10
20
30
40
50
60
Ansteueramplitude [V]
70
80
Bild 6.55: Dynamische Kraftmessung, Aufbau und Meßergebnis
6.3.8
Festigkeitsnachweis
Aufgrund der komplexen Geometrien der verschiedenen Bauteile, der Einbringung der Vergußelemente zwischen diesen und der resultierenden rechenzeitintensiven FEM-Betrachtung wurde der
Festigkeitsnachweis indirekt durchgeführt:
Die Kräfte an den einzelnen Verbindungsstellen des Systems werden aus einer analytischen Modellbetrachtung abgeleitet und diese nach Zuordnung zu den relevanten Bauteilen als Randbedingungen
für eine nachfolgende numerische Bauteilanalyse verwendet. Hierzu müssen die quasistatischen
Auslegungslasten von 70 g für den Startlastfall sowie die Vorspannkraft der Federlagerung in das
analytische Modell eingearbeitet werden. Über die bisherige axiale Strukturbetrachtung hinausgehend muß ergänzend das Strukturverhalten bei lateraler Belastung untersucht werden.
6.3.8.1 Axiale Belastung
Für die axiale Systembelastung werden beide Lastfälle, das Einwirken der Strukturbeschleunigung
in negative und positive x-Koordinatenrichtung betrachtet, s. Bild 6.56. Hierbei entspricht der erste
6
163
Fall einer Reduzierung der statischen Federvorspannkraft FV in den Aktuatorebenen und bewirkt
eine maximale Belastung dieser Vorspannfeder. Der zweite Lastfall entspricht einer maximalen Belastung der übrigen Bauteile.
Für eine Beschleunigung in negative x-Koordinatenrichtung wird gefordert, daß ein Abheben der
sphärischen Endflächen der Aktuatoren zu jeder Zeit unterbunden wird, d.h. eine vollständige Entlastung der Vorspannfeder zu keiner Zeit wirksam werden darf. Andernfalls würde dem Abheben
ein Rückprellen der Bauteile auf die keramischen Aktuatoren folgen, das zu einer potentiell
kritischen Belastung der spröden Aktuatoren führen kann, vgl. Kapitel 4. Entsprechend liefert diese
Analyse den Minimalwert der erforderlichen Aktuatorvorspannkraft FV, s. Kapitel 6.3.3.1.
Für das passive Strukturverhalten wird das bisherige Modell gemäß Bild 6.56 vereinfacht. Es gelten
die vorigen Konventionen zur Systemmodellierung. Darüber hinaus wird die Kamera nicht modelliert, die Anbindung an die Umgebung erfolgt an deren Position ideal steif. Damit resultieren überhöhte Verfomungen (xi – xi+1) in den Federn, so daß die Vereinfachung zulässig bleibt. Die statisch
wirkende Federvorspannkraft FV wird nicht modelliert, da sie keinen Einfluß auf das dynamische
Strukturverhalten nimmt. Die Vorspannung bewirkt nach deren Aufprägung, daß das Modell eine
modifizierte Ruhelage einnimmt; die Federn werden vorverformt, wobei sich die Kraftkomponenten
von FV an den Massen gerade aufheben. Für die numerische Bauteilanalyse muß die Vorspannkraft
hingegen berücksichtigt werden.
Federvorspannung
Um ein Rückprellen bzw. ein Abheben der Bauteile zu unterbinden, muß gelten, daß bei Einwirkung der Trägheitskräfte während des Starts mit 70g die resultierenden Verformungen xi an den
Bauteilen zu keiner Zeit kleiner als die statischen, elastischen Verformungen der Federn bzw. der
Aktuatoren infolge der externen Federvorspannkraft werden dürfen. Konsequent dürfen die
elastischen Aktuatoren maximal vollständig entlastet werden. Für eine hinreichende Federauslegung
muß daher gelten
∆li − ( x i − x i −1 ) ≥ 0
mit
∆l i =
FV
,
ci
(6.45)
wobei ∆li der Vorverformung der einzelnen Aktuatorebenen infolge der statischen Vorspannkraft
entspricht sowie ci den Steifigkeiten der Aktuatorebenen. Gemäß Bild 6.56 gilt c1 = cH1,a+cI+3cH5,a,
c2 = cH2,a+cI+3cH5,a, c3 = cH3,a+cII+3cH6,a und c4 = cH4,a+cII+3cH6,a. Damit läßt sich für die minimale
Vorspannkraft FVmin. schreiben
FV min. = ( x i − x i −1 ) ⋅ ci .
(6.46)
Die Analyse liefert eine maximal wirksame Entlastung an der Ebene I mit x1 = 3.5µm. Die
Betrachtung der Kräftegleichgewichte an den Massen liefert schließlich mit Glg. (6.46) eine erforderliche Kraft FVmin. = 640 N, so daß für die Variante 2 eine Federvorspannkraft von FV = 700 N
gewählt wird. Bei dieser Belastung werden die Bauteile ci entlastet, die Feder cFa wird hingegen
zusätzlich und damit axial maximal belastet. Die resultierende Federkraft FFa läßt sich mit der Auslenkung der Masse m4 bestimmen. Diese wirkt mit einer Verformung von x4 = 16.7 µm auf die
Steifigkeit cFa, so daß sie unterhalb der im Betrieb typisch wirkenden Federkraft mit einer maximalen Aktuatorverformung l0,max. = 180 µm liegt. Die maximale axiale Federkraft beträgt damit
FFa ,max. = FV min. + l0,max.c Fa = 802N .
(6.47)
6
164
Axiale Bauteillasten
Analog erfolgt die Modellbetrachtung bei Belastung in positive x-Koordinatenrichtung. Die Kräfte
an den einzelnen Verbindungsstellen des Modells ergeben sich aus der Betrachtung der Verformungen xi und der Kräftegleichgewichte an den Massepunkten. Zu den so ermittelten Kräften
müssen die Kraftkomponenten in den parallelgeschalteten Einzelfedern der Bauteilebenen infolge
der im Modell nicht berücksichtigten Vorspannkraft FV hinzuaddiert werden. Hieraus ergeben sich
für die nachfolgende Berechnung der Festigkeiten der elastischen Bauteile die Kraftrandbedingungen an den Bauteilen für die entsprechenden Krafteinleitungspositionen. Die Kraftverteilung wird in
Tabelle F.3 zusammengefaßt.
Bild 6.56: Mechanisches, axiales Ersatzmodell zur Abschätzung der Bauteillasten sowie FV, (hier
dargestellt: Entlastungsfall der Vorspannung)
6.3.8.2 Radiale Belastung
Analog zur Betrachtung der axialen Belastung erfolgt die Bestimmung der Kraftkomponenten an den
Verbindungselementen der Bauteile. Das zugrundegelegte Ersatzmodell wird in Bild 6.57 gezeigt.
Für die radiale Belastung wurde eine Maximallast
mit Einwirken der Trägheitskräfte in Richtung einer
einzelnen Schenkels der Federlagerung angenommen. Vereinfachend wird angenommen, daß sich
während der radialen Strukturbelastung die axiale
Vorspannkraft FV konstant bleibt. Weitere Lastfälle
werden aufgrund der Symmetrie der Systemvariante
2 nicht betrachtet. Die Ersatzsteifigkeiten werden in
Tabelle F.2 zusammengefaßt. Für die Analyse wird
vereinfachend eine ideal steife Bauteilanbindung der
Aktuatoren an beiden Endflächen mit der Umgebung angesetzt. Dies entspricht einer modellierten
Überhöhung der aktuatorischen Belastungen. Dieser
Bild 6.57: Mechanisches, radiales ErsatzBelastungsfall kann in der Realität nur dann auftremodell zur Abschätzung der Bauteillasten
ten, wenn sich die reibungsarmen sphärischen Endstücke in die angeschlossenen metallischen Bauteile eindrücken und derart eine formschlüssige
Verbindung herstellen. Andernfalls tritt dort Gleiten auf. Konstruktiv werden in den
Kontaktflächen, vgl. Bild 6.50, unterhalb der Wolframkarbidflächen gehärtete Metallplättchen
6
165
ergänzt, die ein Eindrücken in die Aluminimbauteile vermeiden. Folglich ist der angenommene
Lastfall als zulässige, deutliche Verschärfung der aktuatorischen Belastung zu bewerten.
Die Analyse liefert die in Tabelle F.3 zusammengefaßten Bauteillasten. Ferner wird nachgewiesen,
daß kritische Biegespannungen in den Aktuatoren in der Praxis nicht zu erwarten sind. Damit kann
der numerische Festigkeitsnachweis für die Einzelbauteile geführt werden.
6.3.8.3 Numerische Analyse
2000
1500
Kraft [N]
Die numerische Festigkeitsanalyse erfolgt
in Analogie zu den Kapiteln 6.1.10.2 und
6.1.11. Für den hier gewählten Lösungsweg gilt zu beachten, daß bei allen Lastfällen mindestens die Kraftkomponenten
der Vorspannkraft auf die Bauteile wirkt.
laterale Steifigkeit
z = 0...0.16 mm
1000
500
axiale Steifigkeit
z = 0...1.4 mm
Die konstruktive Umsetzung der Vor0
spannfeder bedeutet die größten Anforde0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
1,2
1,4
rungen. Aus der Analyse wurde die VerVerschiebung [mm]
wendung der Aluminiumlegierung, Mat.
Bild 6.58: Berechnete Steifigkeit der Pos. 12
Nr. 3.4364, für die Pos. 5, 7, 8 und 11 sowie der Berrylliumbronze, Mat. Nr.
2.1247.76, für Pos. 12 abgeleitet. Hiermit bleiben alle Bauteilbelastungen innerhalb zulässiger
Grenzen. Die Abbildungen in Bild 6.59 bis Bild 6.63 zeigen die Spannungsverteilungen nach von
Mises bei einwirkenden Maximallasten.
Weiterhin wird die axiale und radiale Steifigkeit der Vorspannfeder entsprechend Kapitel 6.1.10.2
ermittelt. Diese berechnen sich zu cF,a = 569 N/mm sowie cF,r = 12636 N/mm. Die Kennlinien
werden in Bild 6.58 gezeigt.
Bild 6.59: Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 5, l: axial, r.: radial
6
166
6
167
6.4 Abschließende Bewertung der Systemoptimierungen Variante 1 und 2
Eine detaillierte Einzelbewertung sowohl für Variante 1 als auch 2 soll nicht geführt werden. Beide
stellen gegenüber dem Basissystem, Variante 0, Optimierungen dar. Da die Variante 0 konventionellen Systemlösungen zur Vibrationsminderung in der Raumfahrt bereits als deutlich überlegen bewertet werden konnte, vgl. Kapitel 6.1.17, sind die Varianten 1 und 2 entsprechend zu bewerten.
Während mit Variante 1 eine rein
konstruktive Optimierung der Geometrie und Masse mit resultierender
Kosteneinsparung für den Betreiber
realisiert wird, geht Variante 2 über
diese Zielsetzung noch hinaus. Sie
bietet neben einer vergleichend zu
Variante 1 zusätzlichen Masse- und
Volumeneinsparung eine grundlegende Fail-Safe Systematik durch
mögliche Abschaltung einzelner Aktuatoren oder Aktuatorebenen und
erhöht die Zuverlässigkeit des adapBild 6.64: Vergleichende Bewertung der Varianten 0 bis 2 tiven Struktursystems. Außerdem
wurde von Beginn der Konstruktion
der Variante 2 an ein späterer einfacher und kostengünstiger Austausch des piezokeramischen
Basismaterials berücksichtigt. Damit einhergehend wird der zunächst leicht erhöhte Leistungsbedarf
der Variante 2 im Vergleich zu den Variante 0 und 1 deutlich sinken. Da zudem das geringe
Bauvolumen nach Bild 6.65 dem Anwender eine größtmögliche Flexibilität beim Systemeinsatz
bietet, dieser zusätzlich durch die modifizierte modulare Systematik der Variante 2 die Montage an
Störsystemen erleichtert, darf das Einsatzpotential und dem anvisierten Technologietransfer der
Variante 2 vergleichend zu den adaptiven Strukturansätzen der Varianten 0 und 1 als überlegen
bewertet werden.
Diese Betrachtungen werden in Bild 6.64 zusammengefaßt und unter Bezug auf die Bewertung der
Variante 0 in Kapitel 6.1.17 vergleichend gegenübergestellt. Es ergibt sich für Variante 2 eine
6
168
minimal umschlossene Fläche, so daß die benannte Überlegenheit bestätigt wird. Sie wird als ein
Basissystem für zukünftige Forschungsarbeiten empfohlen. In Bild 6.65 werden die drei
Strukturvarianten unter Berücksichtigung der relativen Größenverhältnisse dargestellt. Rechts im
Bild werden die gefertigten Varianten 0 und 2 gezeigt, die Variante 1 befindet sich zum Zeitpunkt
der Dokumentation in der Fertigung.
Bild 6.65: Vergleich der Varianten 0, 1 und 2, l.: 3D-CAD Ansichten, r.: gefertigte Systeme
7
7
Zusammenfassung
169
Zusammenfassung
Diese Arbeit identifiziert den starken Bedarf nach Einführung adaptiver Strukturtechnologie in die
moderne Raumfahrt und belegt die günstigen Voraussetzungen für eine erfolgreiche, zeitlich nahe
Umsetzung. Nach Auswahl geeigneter Funktionswerkstoffe und Schaffung technischer Grundlagen
für die Realisierung zuverlässiger adaptronischer Systemkomponenten wird für dynamisch störende
Kryokühler eine adaptive Strukturlösung zur Minderung systemkritischer Vibrationen entwickelt.
Diese zeigt sich konventionellen Lösungskonzepten deutlich überlegen und demonstriert die
technologische Reife der Adaptronik für diesen Anwendungsbereich.
Die Systementwicklung berücksichtigt die Kompatibilitätsforderungen einer anspruchsvollen, konkreten Kleinsatellitenmission mit stark begrenzten Ressourcen in Bezug auf Masse, Volumen, Energie und Kosten. Es wird eine robuste, modulare Systematik gewählt, die ohne Startverriegelungsmechanismen und minimalem Bedarf nach konstruktiven Modifikationen der bestehenden Strukturen auskommt. Der adaptive Funktionsnachweis belegt eine Minderung der Störvibrationen an
einer kryogen gekühlten Infrarot-Kamera um 53 dB. Dies entspricht einer Unterschreitung internationaler Akzeptanzkriterien für residuale Störkräfte an mechanischen Kühlsystemen um mehr als
eine Größenordnung, dies bei verbleibenden systemfunktionalen Leistungsreserven. Das adaptive
Struktursystem wird durch eine Qualifikation nach ESA-Vorgaben sowie eine Lebensdaueruntersuchung abgeschlossen. Hierbei wird das adaptive Struktursystem planmäßig übertestet, um so über
die anwendungsspezifische Eignung hinausgehend einen verallgemeinerten Systemeinsatz zu ermöglichen und im Sinne einer Technologiedemonstration der Adaptronik für die Raumfahrt grundlegende Probleme an adaptronischen Systemkomponenten identifizieren zu können. Die Qualifikation wird schädigungsfrei abgeschlossen.
Auf der Basis dieser Strukturvariante werden zwei Systemoptimierungen erarbeitet. Diese konzentrieren sich zum einen auf rein konstruktive Modifikationen der Basisvariante mit dem Ziel der
Masse- und Volumeneinsparung, zum anderen auf eine zusätzliche Optimierung der grundlegenden
Systematik. Damit wird der Einsatz von Niedervoltaktuatorik, die Einbringung von Fail-Safe Prinzipien und die zusätzliche Reduktion des energetischen Leistungsbedarfs umgesetzt. Aufgrund der
Auslegung als modulare Ergänzungssysteme können alle Systemvarianten gut in Anwendungen innerhalb und außerhalb der Raumfahrt transferiert werden. Besonders die Systemvariante 2 ist sehr
weitgehend skalierbar und erlaubt durch geringe konstruktive Modifikationen eine Anpassung von
Systemparametern. So können Kompensationskraft, Baugröße und Systemmasse, Energiebedarf
und das Funktionsprinzip als adaptives Kompensations- oder Tilgersystem anwendungsspezifisch
gewählt werden. Für den adaptiver Tilgerbetrieb existieren Konzepte zur multifunktionalen Startverriegelung durch die vorhandene Aktuatorik. Damit stellen die vorgestellten adaptiven Systemlösungen eine systemfunktional und wirtschaftlich überlegene Alternative zu konventioneller Technologie dar.
Die Arbeit schließt mit der Empfehlung der Vorbereitung des Flugeinsatzes der Strukturvariante 2
für die nahe Zukunft. Damit kann die Reife der adaptiven Strukturtechnologie für die Raumfahrt
praktisch belegt und eine wichtige psychologische Grundlage für deren Akzeptanz in zukünftigen
Satellitensystemen geschaffen werden. Über die bestehende Systematik der adaptiven Vibrationskompensation hinausgehend wird die Erweiterung der regelungstechnischen Arbeiten zur Umsetzung einer schmalbandig multifrequenten oder breitbandigen Kompensation der Störvibrationen
für einen universellen Systemeinsatz befürwortet.
8
8
Literatur
171
Literatur
[ 1.]
[ 2.]
[ 3.]
[ 4.]
[ 5.]
[ 6.]
[ 7.]
[ 8.]
[ 9.]
[ 10.]
[ 11.]
[ 12.]
[ 13.]
[ 14.]
[ 15.]
[ 16.]
[ 17.]
[ 18.]
[ 19.]
[ 20.]
[ 21.]
[ 22.]
[ 23.]
Miu, D. K.: Mechatronics, Electromechanics and Contromechanics, Springer, Berlin, 1993
Heinemann, B., Gerth, W., Popp, K.: Mechatronik, Komponenten, Methoden, Beispiele, Carl
Hanser Verlag, Leipzig, 1998
Roddeck, W.: Einführung in die Mechatronik, Teubner, Stuttgart, 1997
Breitbach, E.: Adaptronische Strukturkonzepte, 1. Adaptronik Workshop, Saarbrücken, 1995
Melz, T.: Adaptronik in der Raumfahrt – Bedarf und Potential, Interner Bericht, IB 131-2000-19,
DLR, Braunschweig, 2000
Das, A., Ormbrek, G., Obal, M.: Adaptive Structures for Spacecraft – A USAF Perspective,
AGARD Conf., Smart Structures for Aircraft and Spacecraft, Lindau, 1992
Wada, B. K., Garba, J. A.: Advances in Adaptive Structures at Jet Propulsion Laboratory, AGARD
Conf., Smart Structures for Aircraft and Spacecraft, Lindau, 1992
Gupta, N. K., Lyons, M. G., Auburn, J. N., Margulies, G.: Modeling, Control and System Identification Methods for Flexible Structures, Spacecraft Pointing and Position Control, AGARD-AG260, 1981
Balas, M. J.: Trends in Large Space Structures Control Theory: Fondest Hopes, Wildest Dreams,
IEEE Transactions on Automatic Control, vol. AC-27, 1982
NASA Works to Control Spacecraft Motions, Making Flexible Satellites Stable and Affordable,
NASA Langley Research Center, Hampton, USA, 1993
ACOSS Four (Active Control of Structures) Theory, RADC-TR-80-78, Rome Air Development
Center, Griffiss AFB, New York, 1984
ACOSS Eleven (Active Control of Structures) Theory, RADC-TR-84-185, Rome Air Development
Center, Griffiss AFB, New York, 1984
James, R. L.: Large Space Systems Technology Overview, Large Space Systems Technology –
1980, NASA CP-2168, vol. I, 1980
Freeland, R. E., Garcia, N. F., Iwamoto, H.: Wrap-Rib Antenna Technology Development, Large
Space Antenna Systems Technology – 1984, NASA CP-2368, Part 1, 1985
Campbell, T. G., Butler, D. H., Belvin, K. Allen, B. B.: Development of the 15-meter Hoop/Column
Antenna System, Large Space Antenna Systems Technology – 1984, NASA CP-2368, Part 1, 1985
Strunce, R. R., Carman, R. W.: Active Control of Space Structures (ACOSS) A Status Report, The
Charles Stark Draper Laboratory Report CSDL-P-1707, 1983
Bailey, T., Gruzen, A., Madden, P.: RCS/Linear Discrete Actuator Study, AFAL-TR-88-039, Air
Force Astronautics Laboratory, Edwards AFB, 1988
Floyd, M. A.: Single-Step Optimal Control of Large Space Structures, The Charles Stark Draper
Laboratory Report CSDL-T-840, 1984
Williams, J. P.: Slew Maneuvers on the SCOLE Laboratory Facilitiy, NASA CP-2447, Part 2, 1986
Pearson, J., Yuen, W.: Active Control Evaluation for Spacecraft (ACES), NASA/DoD Control/
Structures Interaction Technology – 1986, NASA CP-2447, Part 1, 1986
Das, A.: ASTREX – A Unique Facility for CSI Research, Proceedings of the 29th IEEE Conf. on
Decision and Control, 1990
NASA/DoD Controls/Structures Interaction Technology- 1986, NASA CP-2447, Part 1&2, 1986
Obal, M., Sater, J. M.: Adaptive Structures Programs for the Strategic Defense Initiative
Organization, 33rd Structures, Structural Dynamics, and Materials Conf., Texas, 1992
8
Literatur
172
[ 24.]
Obal, M., Sater, J. M.: Adaptive Structures for Space-Based Defense Systems, 44th Congress of the
Int. Astronautical Fed., IAF-93-I.5-244, Graz, 1993
[ 25.]
Venneri, S. L., Wada, B. K.: Overview of NASA’s Adaptive Structures Program, 44th Congress of
the Int. Astronautical Fed., IAF-93-I.5-243, Graz, 1993
[ 26.]
Newsom, J. R., Layman, W. E., Waites, H. B., Hayduk, R. J.: The NASA Controls-Structures
Interaction Technology Program, 41st Congress of the Int. Astronautical Fed., IAF-90-290,
Dresden, 1990
[ 27.]
Umland, J. W., Chen, G. S.: Active Member Vibration Control for a 4 Meter Primary Reflector
Support Structure, 33rd Structures, Structural Dynamics, and Materials Conf., Texas, 1992
Breitbach, E.: Smart Structures (Adaptronics) – State of the Art and Future Outlook, Euromat 99,
vol. 13, München, 1999
Tyson, R. K.: Principles of Adaptive Optics, Academic Press, 1998
Lurie, B. J., Fanson, J. L., Laskin, R. A.: Active Suspensions for Vibration Isolation, AIAA Paper
No. 91-1232, 32nd AIAA Structures, Structural Dynamics and Materials Conf., Baltimore, 1991
Chen, J. C., Fanson, J. L.: On-Orbit Vibration Testing for Space Structures, Acta Astronautica,
vol. 21, no. 6/7, 1990
Chen, G. S., Bruno, R. J., Salama, M.: Optimal Placement of Active/Passive Members in Truss
Structures Using Simulating Annealing, AIAA J., vol. 29, no. 8, 1991
Blackwood, G.: Active Vibration Isolation for Flexible Structures, MIT PhD Thesis, 1993
Collins, S., Flotow, A.: Active Vibration Isolation for Spacecraft, 42nd Congress of the Int.
Astronautical Fed., IAF-91-I-289, Montreal, 1991
Garba, J. A., Wada, B. K., Fanson, J. L.: Adaptive Structures for Precision Controlled Large Space
Systems, Int. Conf. on Spacecraft Structures and Mechanical Testing, ESTEC, Noordwijk, 1991
Fanson, J. L., Anderson, E. H., Rapp, D.: Active Structures for Use in Precision Control of Large
Optical Systems, Optical Engineering, vol. 29, no. 11, 1990
Kuo, C. P.: A deformable mirror concept for adaptive optics in space, 36th SPIE Conf., Paper no.
1542-37, San Diego, 1991
Baycan, C. M., Utku, S., Das, S. K., Wada, B. K.: Optimal Actuator Placement in Adaptive
Precision Trusses, 33rd AIAA Structures, Structural Dynamics and Materials Conf., AIAA-922344, Dallas, 1992
Julihal, P., Utku, S., Wada, B. K.: Optimal Location of Actuator for Prestressing Trusses with
Buckling Considerations, 33rd AIAA Structures, Structural Dynamics and Materials Conf., AIAA92-2343, Dallas, 1992
Breitbach, E., Campanile, F.: Damage Detection in Structural Systems: A Modal Approach, Int.
Forum on Aeroelasticity & Structural Dynamics, Strasbourg, 1993
Crawley, E. F., Barlow, M., Schoor, M., Masters, B., Bicos, A.: Middeck Zero-Gravity Dynamics
Experiments: Comparison of Ground and Flight Test Data, 43rd Congress of the Int. Astronautical
Fed., Washington DC, 1992
Pastorelli, F.: Tooling for Manufacturing High Precision Composite Satellite Antennas,
International SAMPE Symposium and Exhibtion, 35th, Proceedings, Book 2, Anaheim, 1990
Baumgart, F.; Bensmann, G.; Dietze, R.; Jorde, J.; Kramer, K.-H.; Mohs, R.: Experimentalstudie
über die Memory-Legierung NiTi als Antrieb für die Entfaltung von Antennen oder Solarzellenauslegern, Forschungsbericht, BMBF, BMFT-FB W 75-09, 1975
Kefauver, W. N.; Carpenter, B. F.: Experimental Evaluation of Shape Memory Alloy Actuation
Technique in Adaptive Antenna Design Concepts, NASA Report, Contract NAS1-18455, 1994
McDonald Schetky, L.: Shape Memory Alloy Applications in Space Systems, Materials & Design,
vol. 12, no. 1, 1991
[ 28.]
[ 29.]
[ 30.]
[ 31.]
[ 32.]
[ 33.]
[ 34.]
[ 35.]
[ 36.]
[ 37.]
[ 38.]
[ 39.]
[ 40.]
[ 41.]
[ 42.]
[ 43.]
[ 44.]
[ 45.]
8
Literatur
173
[ 46.]
Wada, B. K., Natori, M., Breitbach, E., Editiors, 3rd Int. Conf. on Adaptive Structures, Technomics
Publishing Company, Lancaster, 1993
[ 47.]
Wada, B. K., Garba, J. A., Fanson, J. L.: Ground Test Validation for Precision Structures, Int.
Conf. on Spacecraft Structures and Mechanical Testing, ESA ESTEC, Noordwijk, 1991
[ 48.]
Eaton, D. C. G., Bashford, D. P.: Potentials and Problems in Space Applications of Smart
Structures Technology, 2nd European Conf. on Smart Structures and Materials, Glasgow, 1994
Bailey, T., Hubbard, J. E.: Piezoelectric-Polymer Active Vibrations Control of a Cantilever Beam,
J. of Guidance, Control, and Dynamics, vol. 8, no. 5, 1985
Lindner, G.: Piezoelectric Polymer Actuator for Vibration Control of Plate Structures, Actuator 92,
3rd Int. Conf. on New Actuators, Bremen, 1992
Bailey, T., Gruzen, A., Madden, P.: RCS/Piezoelectric Distributed Actuator Study, AFAL-TR-88038, Air Force Astronautics Laboratory, Edwards AFB, 1988
Hanagud, S., Obal, M. W., Meyyappa, M.: Electronic Damping Techniques and Techniques and
Active Vibration Control, AIAA Paper 85-0752, 1985
Crawley, E. F., Anderson, E. H.: Detailed Models of Piezoceramic Actuation of Beams, J. of
Intelligent Material Systems and Structures, vol. 1, no. 1, 1990
[ 49.]
[ 50.]
[ 51.]
[ 52.]
[ 53.]
[ 54.]
Hanagud, S.: Optimal Vibration Control by the Use of Piezoceramic Sensors and Actuators, J. of
Guidance, Control and Dynamics, vol. 15, no. 5, 1992
[ 55.]
Maidment, C. T., Eaton, N. C.: Development of Intelligent Structures, Westland Aerospace Report
RD/FO/008, 1991, ESTEC Contract No. 8521/89/NL/TB
[ 56.]
Crawley, E. F., Lazarus, K. B.: Induced Starin Actuation of Isotropic and Anisotropic Plates,
AIAA Jorunal, vol. 26, no. 6, 1990
Crawley, E. F., de Luis, J.: The Use of Piezoelectric Actuators as Elements of Intelligent
Structures, AIAA J., vol. 25, no. 10, 1987
Turner, R. D., Valis, T., Hogg, W. D., Measures, R. M.: Fiber-Optic Strain Sensors for Smart
Structures, J. of Intelligent Material Systems and Structures, vol. 1, 1990
Crawley, E. F.: Intelligent Structures – A Technology Overview and Assessment, AGARD Conf.
Proc. 531; Smart Structures for Air- and Spacecraft, Lindau, 1992
Newnham, R. E., Safari, A., Giniewicz, J., Fox, B. H.: Composite Piezoelectric Sensors, Ferroelectrics, vol. 60, 1984
Miller, D. W., Collins, C. A., Peltzman, S. P.: Development of Spatially Convolving Sensors for
Structural Control Applications, 31st Structures, Structural Dynamics, and Material Conf., Long
Beach, 1990
Anderson, M. S., Crawley, E. F.: Discrete Shaped Strain Sensors for Intelligent Structures, AIAA
Paper 92-2406, 33rd SDM Conf., Dallas, 1992
[ 57.]
[ 58.]
[ 59.]
[ 60.]
[ 61.]
[ 62.]
[ 63.]
[ 64.]
[ 65.]
[ 66.]
[ 67.]
[ 68.]
[ 69.]
Lee, C.-K., Moon, F. C.: Modal Sensors/Actuators, J. of Applied Mechanics, vol. 57, 1990
Lindner, D. K., Reichard, K. M., Baumann, W. T., Barsky, M. F.: Measurement and Control of
Flexible Structures Using Distributed Sensors, 29th Conf. on Decision and Control, Honolulu, 1990
Lammering, R.: The Application of a Finite Shell Element for Composites Containing PiezoElectric Polymers in Vibration Control, Computers & Structures, 41, 1991
Lammering, R., Brinson, L. C.: Finite Element Analysis of the Behaviour of Shape Memory Alloys
and Their Applications, Int. J. of Solid Structures, vol. 30, no. 23, 1993
Tzou, H. S., Zhong, J. P.: A Linear Theory of Piezoelestic Shell Vibrations, J. of Sound and
Vibration, 175, 1994
Lammering, R.: Opt. Placement of Piezoelectric Actuators in Adaptive Truss Structures, SPIE 1777
Lammering, R., Optimal Placement of Piezo-Electric Actuators in Adaptive Structures, J. of Sound
and Vibration, 166, no. 3, 1993
8
Literatur
[ 70.]
[ 71.]
174
Das, S. K., Utku, S., Chen, G. S., Wada, B. K.: Optimal Actuator Placement in Adaptive Precision
Trusses, Kapitel in Int. Structural Systems, Editor Tzou, H.S., Anderson, G. L., Kluwer Academic
Publishers, 1992
Salama, M., Bruno, R., Chen, G. S., Garba, J. A.: Optimal Placements of Excitations and Sensors
by Simulated Annealing, 2nd NASA/Air Force Symp. on Recent Experiences in Multidisciplinary
Analysis & Optimization, Hampton, 1988
[ 72.]
Kuo, C-P., Bruno, R.: Optimal Actuator Placement on an Active Reflector Using a Modified
Simulated Annealing Technique, 1st Joint US/Japan Conf. on Adaptive Structures, A92-39251 1639, Hawaii, 1990
[ 73.]
Moini, H.: Concurrent Design of a Structure and its Distributed Piezoelectric Actuators, J. of
Smart Materials Structures, vol. 6, 1997
[ 74.]
Melcher, J.: Adaptive On-Line System Identification opf Aerospace Structures Using MX Filters,
IFAC Symposium on Aerospace Control, München, 1992
Chen, J. C., Fanson, J. L.: System Identification Test Using Active Members, 30th AIAA Structures,
Structural Dynamics and Materials Conf., AIAA Paper 89-1290, Mobile, 1989
[ 75.]
[ 76.]
[ 77.]
[ 78.]
[ 79.]
[ 80.]
[ 81.]
[ 82.]
[ 83.]
[ 84.]
[ 85.]
[ 86.]
[ 87.]
[ 88.]
Kuo, C. P., Chen, G. S., Pham, P., Wada, B. K.: On-Orbit System Identification Using Active
Members, 31st AIAA Structures, Structural Dynamics and Materials Conf., AIAA Paper 90-1129,
Long Beach, 1990
Fanson, J. L., O’Brian, J. F., Chu, C. C., Lurie, B. J., Smith, R. S.: System Identification and
Control of the JPL Active Structure, 32nd AIAA Structures, Structural Dynamics & Materials Conf.,
AIAA Paper 91-1231, Baltimore, 1991
de Luis, J., Crawley, E. F., Hall, S. R.: Design and Implementation of Optimal Controllers for
Intelligent Structures Using Infinite Order Structural Models, MIT Report, SSL no. 3-89, 1989
Lazarus, B. L., Crawley, E. F.: Multivariable High-Authority Control 0f Plate-Like Active
Structures, AIAA 92-2529, 33rd AIAA Conf. on Structures, Structural Damping, and Materials,
Dallas, 1992
Rogers, C. A., Inman, D. J.: Smart Materials, Structures and Mathematical Issues for Active
Damage Control, Interdisciplinary Research in Smart Structural Systems, U.S. Army Research
Office Progress Report, 1994
Tiersten, H. F., Craig, K.: Smart Materials, Structures and Mathematical Issues for Active Damage
Control, Interdisciplinary Research in Smart Structural Systems, U.S. Army Research Office
Progress Report, 1994
Wimmel, R.: Adaptive Digital Filters for Modal Control of Adaptive Structures, Int. Forum on
Aeroelasticity & Structural Dynamics, DGLR Paper 91-139, Aachen, 1991
Melcher, J.: Active Vibration Isolation Using Multifunctional Interfaces and Adaptive Digital
Controllers, 3rd Int. Conf. on Adaptive Structures, San Diego, 1992
Melcher, J.: MX Filters: A New Tool for Performance Test of Adaptive Structural Systems, Int.
Conf. on Intelligent Materials, Williamsburg, 1994
Bryant, M. D., Fernandez, B.: Active Vibration Control in Structures Using Magnetostrictive
Terfenol with Feedback and/or Neural Network Controllers, J. of Intelligent Mat. Sys. & Structures
Hyland, D.: Neural Network Architecture for Online Identification and Adaptively Optimized
Control, 30th IEEE Conf. on Decision and Control, Brighton, 1991
Wang, S. J., Boussalis, D., Pineda, F., Antsaklis, P. J.: Autonomous Spacecraft Control Using
Neural Networks, Annual Report of Investigations Carried Out under the Director’s Discretionary
Fund, JPL D-9387, Pasadena, 1992
Bronowicki, A. J., Mendenhall, T. L., Betros, R. E., Wyse, R. E., Innis, J. W.: ACESA Structural
Control System Design, 1st Joint US/Japan Conf. on Adaptive Structures, Maui, 1990
8
Literatur
175
[ 89.]
Bronowicki, A. J., Betros, R. E., Dvorsky, G.: Encapsulation Technique to Enhance Actuator
Performance in Composite Beams, 1990 NASA/DoD CSI Conf., Orlando, 1990
[ 90.]
Wada, B. K.: Summary of Precision Actuators for Space Structures, JPL Internal Doc. D-10659,
Pasadena, 1993
[ 91.]
Sater, J. M.: SDIO Workshop on Piezoelectric Ceramic Actuators for Space Applications, IDA
Doc. D-1189, Institute for Defense Analyses, Alexandria, 1992
[ 92.]
Vaillon, L.: Very High Pointing Accuracy AOCS Study, ESA Final Report, ESA Contract
9558/91/NL/JG, 1996
Hagood, N. W.: Multidisciplinary Research in Smart Composite Structures, Dept. of Aeronautics &
Astronautics, MIT, Research Proposal submitted to ARO, 1994
[ 93.]
[ 94.]
[ 95.]
[ 96.]
[ 97.]
[ 98.]
[ 99.]
[ 100.]
[ 101.]
[ 102.]
[ 103.]
[ 104.]
[ 105.]
[ 106.]
[ 107.]
[ 108.]
[ 109.]
[ 110.]
[ 111.]
[ 112.]
[ 113.]
ESA Studie, Ausschreibung: Standard Device for Damping of Microvibrations, ESTEC,
Noordwijk, 2000
Warkentin, D. J., Crawley, E. F., Senturia, S. D.: The Feasibility of Embedded Electronics for
Intelligent Structures, AIAA Paper 91-1084, J. of Intelligent Mat. Sys. & Structures, vol. 3, 1992
Breitbach, E., Hanselka, H.: Adaptive Verbundwerkstoffe für den Leichtbau – Strukturkonforme
integrierte piezoelektrische Fasern und Folien, Leitprojektantrag beim BMBF, 1998
Hanselka, H.: Realization of Smart Structures by Using Fiber Composite Materials, Smart
Material Systems – Adaptronics, Fortschrittsberichte VDI, Reihe 11, Nr. 244, Düsseldorf, 1997
Wada, B., Venneri, S.: Recent Progress in Adaptive Structures for Space, 47th Int. Astronautical
Congress, China, 1996
Melz, T.: Bestimmung der Ausgascharakteristik von Basismaterialien für multifunktionale
Aktuatoren für allgemeine Raumfahrtanwendungen im thermalen Vakuumtest, Interner Bericht, IB
131-2000-18, DLR, Braunschweig, 2000
Goldin, D.: Dan Goldin’s Speech to the American Astronomical Society, San Antonio, Texas,
USA, NASA, 17. Januar 1996
Hallmann, W., Ley, W.: Handbuch der Raumfahrttechnik, Hanser Verlag, 1999
Sarafin, T. P., et al.: Spacecraft Structures and Mechanisms, Kluwer Academic Press, 1995
Rittenhouse, J. B., Singletary, J. B.: Space Materials Handbook, Lockheed Missiles & Space
Company, Technical Report, AFML-TR-68-205, 1968
Melz, T.: Projektierung einer adaptiven Antenne für Weltraumbedingungen, Interner Bericht, IB
131 – 96/15, DLR, Braunschweig, 1996
Bely, P. Y., Perrygo, C., Burg, R.: NGST ‚Yardstick‘ Mission, NGST Monograph No. 1, NGST
Project Study Office, GSFC, NASA, USA, 1999
Bruns, D. G.: Technology for the Control of Lightweight Mirrors in Space, ThermoTrex
Corporation, 1998
ESA-ESTEC: Next Generation Space Telescope (NGST), Report of the NGST Task Group, 1997
Dish Stirling Systeme, DLR Institut für Technische Thermodynamik, Fachgebiet Solarthermische
Energietechnik, http://www.dlr.de/TT/solartherm/dish.htm, 2000
Messerschmid, E.; Bertrand, R.: Space Stations – Systems and Utilization, Springer, 1999
Melcher, J., Melz, T., Döngi, F.: Sensor, Actuator and Interface Technology, Final Report, ESTEC,
1998
Scheulen, D., Döngi, F.: Sensor Applicabilty Review; Sensor, Actuator and Interface Technology
for Smart Structures, TN 1, ESTEC, 1997
SPIE’s Int. Symposium on Smart Structures & Materials, http://www.spie.org/web/meetings/calls/ss01/ss01_sshome.html, Newport Beach, 2000
Adaptronic Congress, http://www.adaptronic.com/, Potsdam, 2000
8
Literatur
176
[ 114.]
Int. Conf. on Adaptive Structures and Technologies, 11th ICAST, http://structure.nuae.nagoyau.ac.jp/ICAST/main.html, Nagoya, 2000
[ 115.]
Actuator 2000, Int. Conf. on New Actuators, http://www.actuator.de/, Bremen, 2000
[ 116.]
Feuerbacher, B., Hamacher, H., Jilg, R.: Compatibility of Microgravity Experiments with
Spacecraft Disturbances, DLR IB-333-88/1, 1988
Helwig, G., Deyerler, M., Brunner: Composite Technology for Precision Reflectors – Limits and
Alternatives, 20th Antenna Workshop, Noordwijk, WPP-128, 1997
[ 117.]
[ 118.]
[ 119.]
[ 120.]
Ruze, J.: Antenna Tolerance Theory – A Review, IEEE Vol. 54, No. 4, 1966
Melz, T., Hanselka, H., et al.: Smart Antenna Reflector Manufactured in Filament Winding
Technology, EUROMECH 373 Colloquium, Modelling and Control of Adaptive Mechanical
Structures, Magdeburg, 1998
Kettner, B.: Active Compensation Techniques for Spacecraft Antennas, ESTEC Contract
8715/90/NL/SM, TN 5300 DO/01: Smart Antenna Demonstrator, 1994
[ 121.]
Paradies, R., Hertwig, M., Elspass, W. J.: Shape Control of an Adaptive Mirror at Different Angles
of Inclination, J. of Material Systems & Structures, vol.7, 1996
[ 122.]
Melcher, J., Lammering, R., Schütze, R., Götting, H. C.: Adaptive Space Truss Structures –
Development, Manufacture, and Experiments, Materials and Structures Symposium, 46th IAF
Congress, Oslo, Norway, 1995
Pietsch, C. R., Baier, H.: Active Damping Control Systems for Satellites, 2nd European Conf. on
Smart Structures and Materials, Glasgow, 1994
ESA Studie: Active Equipment Vibration Isolation Systems, ESTEC, Noordwijk, 1998
EDR Conceptual Design, Alenia Doc. SD-TN-AI-0486, 1998
Preumont, A.: Vibration Control of Active Structures, Kluwer Academic Publishers, 1997
Baier, H.: TN 4, Smart Structures Application Review, Sensor, Actuator and Interface Technology
for Smart Structures, ESTEC, 1997
Herold-Schmidt, U., Döngi, F.: Adaptronics Applications in Satellite Engineering, Adaptronics
Congress, Potsdam, 1999
Fürstenau, N., et al.: Extrinsic FP Interferometer Vibration Acoustic Sensor Systems for Airport
Ground Traffic Monitoring, IEE Proceedings #1268, 1997
ESTEC, General Requirements for Threaded Fasteners, ESA PSS-01-746, Issue 1, 1993
Fürstenau, N., Schmidt, W., Götting, H.C.: Simultaneous Interferometric and Polarimetric Strain
Measurements on Composites Using a Fiber-Optic Strain Gage, Applied Optics, vol. 31, #16, 1992
Ross, R.G.: Requirements for Long-life Mechanical Cryocoolers for Space Applications,
Cryogenics, vol. 30, 1990
ESTEC, A Thermal Vacuum Test for the Screening of Space Materials, ESA PSS-01-702, 1994
Melcher, J.: Adaptive Impedanzregelung an strukturmechanischen Systemen mit Hilfe strukturkonformer multifunktionaler Aktuatoren und Sensoren und strukturkonformer digitaler Echtzeitregler, Dissertationsschrift, eingereicht an der Otto-von-Guericke Universität Magdeburg, 2000
Janocha, H.: Aktoren – Grundlagen und Anwendungen, 1992, Springer Verlag
Janocha, H.: Neue Aktoren: Vom Stellglied zum smarten Wandler, Tagungsband, 1. Adaptronik
Workshop, 1995, Göttingen
[ 123.]
[ 124.]
[ 125.]
[ 126.]
[ 127.]
[ 128.]
[ 129.]
[ 130.]
[ 131.]
[ 132.]
[ 133.]
[ 134.]
[ 135.]
[ 136.]
[ 137.]
[ 138.]
[ 139.]
Structural Materials Handbook, Section XX – In-Orbit Control & Health Monitoring, ESA PSS03-203 Issue 1, 1994
Nutzung von Magnetostriktoren in der Raumfahrt, Informationsgespräch mit der US-amerikanischen ETREMA, Lieferant von TERFENOL-D, 2000
Uchino, K.: Piezoelectric Actuators and Ultrasonic Motors, Kluwer, 1999
8
Literatur
177
[ 140.]
[ 141.]
Ruschmeyer, K., et al: Piezokeramik, Expert Verlag, Kontakt & Studium, Band 460, 1995
Fanson, J., Ealey, M.: Articulated Fold Mirror for the Wide-Field/Planetary Camera II, SPIE
Proc., Smart Structures and Materials, Active and Adaptive Optical Components and Systems II,
Albuquerque, New Mexico, USA, 1993
[ 142.]
[ 143.]
Etrema Products, Firmenbroschüre, Edge Technologies, 1999
Büter, A.: Untersuchung adaptiver Konzepte zur Reduktion von Hubschraubervibrationen, zur
Minderung des Hubschrauberlärms und zur Steigerung der aerodynamischen Effizienz,
Forschungsbericht 98-12, DLR, 1998
Kiesewetter, L.: Grundlagen und Anwendungen magnetostriktiver Materialien in Sensoren und
Aktoren, 1. Adaptronik Kongreß, Göttingen, 1995
[ 144.]
[ 145.]
[ 146.]
[ 147.]
[ 148.]
[ 149.]
[ 150.]
[ 151.]
[ 152.]
[ 153.]
[ 154.]
[ 155.]
[ 156.]
[ 157.]
[ 158.]
[ 159.]
[ 160.]
[ 161.]
[ 162.]
[ 163.]
[ 164.]
[ 165.]
[ 166.]
[ 167.]
[ 168.]
Flint, E., Melcher, J., Koike, A.: Aktive Lärmminderung von Magnetoresonanztomographen,
Zwischenbericht, IB 131-96/17, DLR Braunschweig
Gandhi, M. V., Thompson, B. S.: Smart Materials and Structures, Chapman & Hall, 1992
McDonald Schetky, L.: Shape Memory Alloy Applications for Space Systems, Materials & Design,
Vol. 12, No. 1, 1991
Stöckel, D., Hornbogen, E., Ritter, F., Tautzenberger, P.: Legierungen mit Formgedächtnis, Expert
Verlag, Kontakt & Studium, Band 259, 1988
Single Chrystals, Firmenbroschüre TRS Ceramics, PA, USA
Fuller, C. R.; Elliot, S. J.; Nelson, P. A.: Active Control of Vibration, Acadademic Press, 1996
Curie, J.; Curie, P., C. R. Acad. Sci. 91:294; Bull. Soc. Min. de France 3:90, 1880
Lippmann, M. G., Ann. Chimie et Phys. 24:145, 1881
Monolitische Vielschichtaktoren und Piezoelektrische Bauteile, Firmenbroschüren CeramTec, 1999
Jaffe, B.; Cook, W. R.; Jaffe, H.: Piezoelectric Ceramics, Academic Press, 1971
Technische Informationen der Firma Ferroperm, http://www.ferroperm.com
Leitfaden zur Bestimmung der dynamischen Eigenschaften von piezoelektrischer Keramik mit
hohem elektromechanischen Koppelfaktor, DIN IEC 483, 1976
Jendritza, D. J., et al.: Technischer Einsatz neuer Aktoren, Expert Verlag, Kontakt & Studium,
Band 484, 1995
Pickelmann, L.: Piezostapelaktoren, Firmenbroschüre, Piezomechanik GmbH, 1998
Piezosystem Jena: Piezofibel, Firmenbroschüre, 1995
Physik Instrumente: Nanopositioning, Firmenbroschüre, 1999
Hicks, T. R., Atherton, P. D.: The Nanopositioning Book, Queensgate Instruments Ltd., 1997
Burfoot, J. C., Taylor, G. W.: Polar Dielectrics and their Applications, MacMillan, London, 1979
Hackenberger, W., Cross, E., Shrout, T., Park, S.-P., Paik, D.: Piezoelectric and Electrostrictive
Actuators for Cryogenic Temperatures, NGST Annual Techn. Challenge Review #1, 1997, GSFC
Xu, Y.: Ferroelectric Materials and their Applications, North-Holland, Elsevier Science Publishing, 1991
Elspaß, W. J.: Aktive Faserverbund-Funktionsbauweisen, Habilitationsschrift, TU ChemnitzZwickau, 1995
Wittels, M. C., Sherrill, F. A.: Fast Neutron Effects in Tetragonal Barium Titanate, J. of Applied
Physics, Vol. 28, Nr. 5, 1957
Lefkowitz, I: Radiation-Induced Changes in the Ferroelectric Properties of Some Barium TitanateType Materials, J. of Physics & Chemistry of Solids, 1959
Broomfield, G. H.: The Effects of Temperature and Irradation on Piezoelectric Acoustic
Transducers and Materials, AERE-R-11942, 1985
8
Literatur
178
[ 169.]
Broomfield, G. H.: The Effect of Low Fluence Neutron Irradiation on Silver Electroded LeadZirconate-Titanate Piecoelectric Ceramics, AERE-R-9446, 1979
[ 170.]
[ 171.]
Ikeda, T.: Fundamentals of Piezoelectricity, Oxford Science Publications, 1990
Tichý, J., Gautschi, G.: Piezoelektrische Meßtechnik, Springer, Berlin, 1980
[ 172.]
Würtz, T., Janocha, H.: Amplifiers for Solid-State Actuators, Actuator 2000, 7th Int. Conf. on New
Actuators, Bremen, 2000
[ 173.]
Stiebel, C., et al.: Analogverstärker mit Energierückgewinnung zum Ansteuern von piezoelektrischen Aktoren, Tagungsband SPS/IPC/Drives 10, Nürnberg, 1999
[ 174.]
Brunk, M.: Verstärkertechnik – Analyse von Transistorschaltungen, Vorlesungsskript, Lehrstuhl
für Nachrichtentechnik, Uni Erlangen
Engdahl, G., Mayergoyz, I. D.: Handbook of Giant Magnetostrictive Materials, Academic Press,
1999
Bright, C.: Better Sonar Driven by New Transducer Materials, Etrema Products, Inc.
Hesselbach, J.: Einsatz- und Entwicklungspotentiale von Formgedächtnisaktoren als Milli- und
Mikroaktoren, 1. Adaptronik Kongreß, Göttingen, 1995
[ 175.]
[ 176.]
[ 177.]
[ 178.]
[ 179.]
[ 180.]
[ 181.]
[ 182.]
[ 183.]
[ 184.]
[ 185.]
[ 186.]
[ 187.]
[ 188.]
Ross, R. G.: JPL Cryocooler Development and Test Program Overview, Cryocoolers 8, 1995
Johnson, D. L.; Smedley, G. T.; Mon, G. R.; Ross, R. G.; Narvaez, P.: Cryocooler Electromagnetic
Compatibility, Cryocoolers 8, 1995
Bard, S.; Wu, J.; Karlmann, P.; Cowgill, P.; Mirate, C.; Rodriguez, J.: Ground Testing of a 10K
Sorption Cryocooler Experiment (BETSCE), Cryocoolers 8, 1995
Mon, G. R., Smedley, G. T., Johnson, D. L., Ross, R. G.: Vibration Characteristics of Stirling Cycle
Cryocoolers for Space Application, Cryocoolers 8, 1995
Ross, R. G., Jr., Johnson, D. L., Kotsubo, V.: Vibration Characterization and Control of Miniature
Stirling-Cycle Cryocoolers for Space Applications, Advances in Cryogenic Engineering, Vol. 37,
Part B, New York, 1992
Cruz, G. E.; Franks, R. M.: MODIL Cryocooler Producibility Demonstration Project Results, SPIE
Vol. 1940 Small Satellite Technology & Applications III, 1993
Castles, S.: NGST Cooler Trades, NGST NRA PI Meeting, 1998
Bely, P. Y., Perrygo, C., Burg, R.: NGST "Yardstick" Mission, NGST Project Study Office, GSFC,
1999
Ku, J.: Innovative Cryogenic Equipment More Efficient, NASA Innovation, 1999
Cryogenic Cooler: Range 4K to 80K, Matra Marconi Space, Firmeninformation, MMS, UK, 1999
Bard, S., Wu, J., Karlmann, P., Mirate, C., Wade, L.: Component Reliability Testing of Long-Life
Sorption Cryocoolers, Cryocoolers 8, Plenum Press, New York, 1995
[ 189.]
NASA IN-STEP Cryo System Experiment (CSE), JPL/NASA, http://www.jpl.nasa.gov/cryocooler/cse.html
[ 190.]
Boyle, R., Connors, F., Marketon, J., Arillo, V., James, E., Fink, R.: Non-Real Time Feed Forward
Vibration Control System Development & Test Results, 7th Int. Cryocooler Conf., Phillips
Laboratory, PL-CP-93-1001, 1993
Collins, S. A., Paduano, J. D., von Flotow, A. H.: Active Multi-Axis Vibration Cancellation for
Split-Stirling Cryocoolers, Cryocoolers 8, Plenum Press, New York, 1995
[ 191.]
[ 192.]
[ 193.]
Breitbach, E., Breitach, H.: Vorrichtung zur Dämpfung von Schwingungen mit einem
Schwingungstilger, Deutsche Patentanmeldung 19725770.4-13, 1997
Walker, G., Weiss, M., Fauvel, R., Reader, G., Bingham, E. R.: Simulation Program for Multiple
Expansion Stirling Machines, 7th Cryocooler Conf., PL-CP-93-1001, Santa Fe, 1993
8
Literatur
179
[ 194.]
Arter, P., Berry, D., Gully, W., Varner, C.: Stirling Cryocooler with Dual Opposed Displacers for
Space Applications, 7th Cryocooler Conf., PL-CP-93-1001, Santa Fe, 1993
[ 195.]
Smedley, G. T., Ross, R. G., Berchowitz, D. M.: Performance Characterization of the Sunpower
Cryocooler, Cryocoolers 8, Plenum Press, New York, 1995
Glaser, R.; Ross. R. G.; Johnson, D. L.: STRV Cryocooler Tip Motion Suppression, Cryocoolers 8,
Plenum Press, 1995
Wells, N.: The Space Technology Research Vehicle STRV-1A and –1B: First In-Orbit Results,
AIAA/Utah State Univ. Annual Conf. on Small Satellites, 1994
[ 196.]
[ 197.]
[ 198.]
[ 199.]
[ 200.]
[ 201.]
[ 202.]
[ 203.]
Glaser, R. J., Garba, J. A., Obal, M.: STRV-1B Cryocooler Vibration Suppression, AIAA Paper,
AIAA-95-1122-CP
Introduction to the STRV Satellites and the STRV Interopsat Mission, Space Technology Research
Vehicles, Laboratory for Atmospheric and Space Physics, http://lasp.colorado.edu/strv/
BIRDS, Phase B Project Report, Interner Bericht, Inst. für Weltraumsensorik, DLR, Berlin, 1997
ESTEC, Data for Selection of Space Materials, ESA PSS 01-701, 1994
Campbell, W. A., Scialdone, J. J.: Outgassing Data for Selecting Spacecraft Materials, NASA
Reference Publication 1124, Revision 4, 1997
DLR – Kleinsatellitenmission, DSAT, Phase A Studie, Interner DLR-Bericht, 1996
[ 204.]
Larson, W. J., Wertz, J. R., et al.: Space Mission Analysis and Design, Space Technology Library,
Microcosm Inc., Kluwer Academic Publishers, 1998
[ 205.]
[ 206.]
Breitbach, E.: Adaptronik I + II, Vorlesungsskript, TU-Braunschweig, 1999
Kaiser, S., Matthias, M., Büter, A., Melcher, J.: Machbarkeitsstudie zur adaptiven Schwingungsreduktion an Ferngläsern, Interner Bericht, IB-131-97/53, DLR, Braunschweig, 1997
Melz, T.: Combined Outline/ Final Design: Micro-Vibration Control, TN8b/9b, Sensor, Actuator
and Interface Technology for Smart Structures, ESTEC, 1998
Breitbach, E.; Breitbach, H.: Elastisches Element mit Blattfedern, Deutsches Patent, Nr. 19723515
VDI-Richtlinie, Systematische Berechnung hochbeanspruchter Schraubenverbindungen,
Zylindrische Einschraubenverbindungen, VDI 2230, Blatt 1, VDI-Verlag GmbH, Düsseldorf, 1986
Guidelines for Threaded Fasteners, ESTEC, ESA PSS-03-208, Issue 1, 1989
Schatt, W.: Werkstoffe des Maschinen-, Anlagen- und Apparatebaus, VEB Deutscher Verlag für
Grundstoffindustrie, Leipzig, 1987
Turlach, G.: Leichtbau – Schraubenverbindungen für hohe, mittlere und tiefe Temperaturen und
deren Werkstoff, Firmenbroschüre Fairchild Fasteners
Stahlschlüssel, Verlag Stahlschlüssel Wegst GmbH, Marbach, 1998
Informationsschriften zur Auslegung von Verbindungselementen, Bossard AG, Zug, Schweiz
Verbindungselemente, Reyher-Firmeninformation, Reyher GmbH & Co., Hamburg, 1995
[ 207.]
[ 208.]
[ 209.]
[ 210.]
[ 211.]
[ 212.]
[ 213.]
[ 214.]
[ 215.]
[ 216.]
[ 217.]
[ 218.]
Handbuch der Verbindungstechnik, Blaue Seiten, Böllhoff GmbH, Bielefeld
Test Requirements for Space Equipment, ESTEC, ESA PSS 01-802, 1993
Melz, T.: Demonstrator Level Test Plans/ Final Design Testing, TN10b/11b: Micro-Vibration
Control, Sensor, Actuator and Interface Technology for Smart Structures, ESTEC, 1998
[ 219.]
UP 7050 Series – Ultra-Reliable Split Cryogenic Cooler with Dual Opposed Pistons, Doc. Nr.
8222 135 00491, Firmenbroschüre, Signaal USFA, 1992
Chardin, A., Féger, D., Verbeek, D.: Space Qualification Program of a Signaal USFA Tactical
Cooler for the Mars 1996 Space Mission, Cryocoolers 8, Plenum Press, New York, 1995
[ 220.]
9
9
Abbildungs- und Tabellenverzeichnis
181
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Bild 4.12
Allgemeine Anforderungen an Raumfahrtstrukturen: Lösungsansätze und Probleme bei
Nutzung klassischer Strukturtechnologien und Potential der Adaptronik.................................. 2
NGST, Konzeptstudie des GSFC.............................................................................................. 15
Solardynamische Energiegewinnung: betriebskostengünstiger Ersatz der Photovoltaik ......... 18
Größenvergleich der energiegewinnenden Flächen bei solardynamischen (l.) und photovoltaischen (r.) Anlagen für 300kW-Anlage nach [ 109.] ........................................................ 18
Dynamische Strukturstörungen (links) und adaptive Einflußnahme (rechts) am Konzeptbeispiel zur solardynamischen Energiegewinnung................................................................... 19
Quasistatische Störwirkungen am Beispiel thermischer Bestrahlung....................................... 20
Potentielle Positionen quasistatischer Systembeeinflussung .................................................... 26
Klassifikation typischer Störquellen der µg-Umgebung und deren Strukturantworten mit
charakteristischen Struktureigenfrequenzen nach [ 116.] ........................................................ 26
Prinzipieller Vergleich der adaptiven Verformungskontrolle von Reflektoren bei Nutzung flächiger (links) und stabförmiger (rechts) Aktuatoren ................................................... 28
Ansätze zur Formkontrolle, rechts unten: mechatronische Ansatz........................................... 29
Konzepte zur aktiven Verformungskontrolle von Oberflächen................................................ 29
Eingriffsorte für adaptive Vibrationsunterdrückung bei internen Störquellen ......................... 32
Aufteilung der mechanischen Störleistung ............................................................................... 33
Idealisierte Impedanzansätze für die adaptive Vibrationsminderung....................................... 33
Bewertungskriterien für die Umsetzung adaptiver Raumfahrtstrukturen ................................. 39
Übersicht über Energiewandler für adaptronische Komponenten ............................................ 42
Piezokeramische Dehnungs- und Polarisationscharakteristik nach [ 139.], [ 140.].................. 43
Dehnungsverhalten eines Elektrostriktors ................................................................................ 44
Elektrostriktive Dehnungsabhängigkeit von der Temperatur, links: Hysterese, rechts:
Kriechen nach sprungförmigem Feldaufbau [ 141.] ................................................................. 45
Magnetostriktion bei verschiedenen mechanischen Vorspannungen [ 142.]............................ 46
Magnetostriktion: Temperaturabhängigkeit und Wärmedehnung nach [ 144.]........................ 47
Ablauf und Gefügeumwandlung beim Formgedächtniseffekt.................................................. 48
FG-Verformungseffekte ........................................................................................................... 48
Mechanische Effizienz von auf eine Balkenstruktur applizierten Aktuatoren ......................... 54
Piezoelektrische Effekte, Vernachlässigung des Transversaleffekts in Darstellung ................ 58
Perowskitstruktur einer piezokeramischen Elementarzelle [ 153.]........................................... 59
Domänenstruktur und Polarisationsvorgang mit überzeichneten Kristalldehnungen............... 59
Temperaturabhängigkeit von spontaner Polarisation und Dielektrizität ferroelektrischen
Materials nach [ 139.] ............................................................................................................... 60
Abhängigkeit des piezoelektrischen Effekts von der Temperatur [ 160.]................................. 64
Verlustfaktor (links) in Abhängigkeit der Betriebsdynamik und Kapazität (rechts) in
Abhängigkeit der Feldstärke und Temperatur, nach [ 153.] ..................................................... 65
Quasistat. Dehnungsverhalten eines NV-Stapels als Funktion der mech. Vorspannung
nach [ 153.] ............................................................................................................................... 66
Lineare, elektromech., isotherme Zustandsgleichungen, Notation gem. Glg. (3.4) bis
(3.8) und Tabelle 4.1................................................................................................................ 69
Inverse piezoelektrische Effekte............................................................................................... 71
Kriechen piezokeramischer Aktuatorik, NV-Stack (l.), PZT4 nach [ 139.] (r.) ....................... 72
Betrieb eines Piezoaktuators (Longitudinaleffekt) gegen eine äußere Kraft N ........................ 73
Arbeitsdiagramm dreier Stapelaktuatoren ................................................................................ 74
9
Bild 4.13:
Bild 4.14:
Bild 4.15:
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Bild 4.17:
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Bild 6.23:
Bild 6.24:
182
Elektrisches Ersatzschaltbild eines piezokeramischen Aktuators (links), Analogie von
mechanischem und elektromagnetischem Schwingungsverhalten (rechts) .............................. 78
Unipolare harmonische Sinusansteuerung einer piezoelektrischen Kapazität im eingeschwungenen Zustand, hier für U0 = UD/2................................................................................ 79
Phasenwinkel zwischen Strom und Spannung an der kapazitiven Last, links: ideal
verlustfrei, rechts: mit dielektrischen Verlusten ....................................................................... 82
Spannung UD bei durchschnittlichem Verstärkerausgangsstrom von i = 350 mA ................ 87
Leistungsflüsse bei Analogverstärkern (Klasse C), angelehnt an [ 172.] ................................. 89
Leistungsflüsse bei Digitalverstärkern mit Energierückgewinnung, angel. an [172.] .............. 90
Leistungsflüsse bei Hybridverstärkern mit Energierückgewinnung, angel. an [172.].............. 91
'Oxford‘-Kryokühler (split design), hier einstufiges Sys., max. Leistung: Tmin.=80 K,
Pmax.=800 mW, nach [ 187.]................................................................................................... 95
140 K Kühler (Sunpower) mit vier symmetrisch angeordneten passiven Tilgern.................... 97
Lösungsmöglichkeiten zur Vibrationsminderung für Split-Stirling Kühler ............................. 99
Stirling-Kühler der Firma MMS nach Typ 2), nach [ 187.], Prinzip eines dreistufigen
Kühlsystems (r.), in Anlehnung an [ 193.] ............................................................................. 100
Stirling Kryokühler der Firma Signaal USFA nach Typ 3).................................................... 100
Kryokühler der Firma Ball Aerospace nach Typ 4) in Anlehnung an [ 194.] ........................ 101
Experiment zur Beruhigung der kühlen Spitze eines leistungsschwachen mechanischen
Kryokühlers an Bord des Satelliten STRV-Ib [ 199.]............................................................. 103
BIRDS und Explosionsansicht der Infrarot-Kamera mit Expansionseinheit.......................... 104
Kryokühler UP 7058 und Kameramodul, l.: Kühlsystem einzel und Integration in
Kamera, r.: Kamera................................................................................................................. 105
BIRDS Nutzlastsegment, Frontansicht (links) und Aufsicht (rechts)..................................... 107
Konstruktive Vorgaben durch Kamera und Dewar (rechts) ................................................... 107
Dyn. Betriebscharakteristik des adaptiven Vibrationskompensators, nach [ 205.] ................ 112
Schematische Ansicht des Wirkprinzips des adaptiven Vibrationskompensators.................. 114
Variante 0: Zwei-Massenschwinger zur Abschätzung konstruktiver Parameter .................... 115
Variante 0: Abhängigkeit von Aktuatorhub und beschleunigter Masse ................................. 115
Schematische Darstellung der Materialkomponenten eines Stapelaktuators (l.: konventionell, r.: raumfahrtspezifische Modifikationen) ................................................................... 116
Schematischer Aufbau eines Stapelaktuators: l.: konventionell, r.: raumfahrtspezifische
Modifikationen ....................................................................................................................... 117
Geometrie des Biegefederelements der Variante 0 [ 160.] ..................................................... 118
Flugerprobter Beschleunigungsaufnehmer PCB 306M118, Fehlersensor.............................. 118
Kraftaufnehmer PCB M208B01, Referenzsensor................................................................... 118
Konstruktiver Entwurf der Variante 0, Explosionsansicht ..................................................... 123
Konstruktiver Entwurf der Variante 0, Montagezustand........................................................ 123
Konstruktiver Entwurf, zunehmend freigelegte Innenansichten, vgl. Bild 6.11..................... 124
Bruchansichten der Variante 0................................................................................................ 124
Zusammenbauzeichnung der Variante 0, Norm- und Sonderteile.......................................... 125
Montageansicht der gefertigten Variante 0............................................................................. 126
Position des Fehlersensors, Blick von rechts gemäß Bild 6.14 .............................................. 126
CAD-Ansicht der Federlagerung............................................................................................ 127
FE-Modell der Federn mit Lasteinleitung und Einspannbedingungen ................................... 127
Spannungen nach von Mises und resultierende Verschiebungen bei Fy = 200N Last ........... 128
Federkennlinien für axiale und laterale Belastungsrichtungen ............................................... 128
Belastungsfälle für die FE-Analyse ........................................................................................ 129
Mechanisches Ersatzmodell des Vielschichtaktuators............................................................ 130
Mechanisches Ersatzmodell des Gesamtsystems.................................................................... 131
Reduziertes mechanisches Modell des Gesamtsystems.......................................................... 131
9
Bild 6.25:
Bild 6.26:
Bild 6.27:
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Bild 6.29:
Bild 6.30:
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Bild 6.56:
183
Bild D.1:
Schema des Versuchsaufbaus zur Messung der Übertragungscharakteristik ......................... 134
Übertragungsfunktionen der Variante 0, dyn. Funktionstest zur Schadensüberwachung ...... 135
Erweitertes mechanisches Modell, Berücksichtigung der Strukturanbindung ....................... 136
Berechnete Übertragungscharakteristik, Beschleunigung an der Kamera.............................. 136
Blockschaltbild des adaptiven Feedforward Reglers.............................................................. 137
Anschaltvorgang des Reglers.................................................................................................. 138
Fehlersignal im Zeitbereich .................................................................................................... 138
Adaptive Vibrationskompensation, Prinzip (l.) und Reduktion (r.)........................................ 139
Prüfung dynamischer Startlasten, Schema (o.), z-(l.), y-(m.), x-Achse (r.)............................ 141
Belastung beim Random Vibration Test, hier BIRDS Spezifikationen.................................. 143
PSD-Anregungssignal nach [ 217.] ........................................................................................ 143
Anregungscharakteristik für den SRS Test............................................................................. 143
Prüfaufbau für den VTC Test, Prüfling (l.) und Integration in SSA (r.)................................. 144
Prüfablauf des VTC Tests....................................................................................................... 144
Dynamischer Funktionstest, Schadensdiagnose ..................................................................... 145
Prüfaufbau für den Dauerversuch ........................................................................................... 146
Dauerversuch, Schadensdiagnose........................................................................................... 146
Bewertung der Variante 0, Vergleich zu konventioneller Technologie.................................. 147
3D-CAD-Montageansicht....................................................................................................... 150
Optimiertes Biegefederelement .............................................................................................. 151
FEM des Biegefederelementes, vgl. Bild 6.44 ....................................................................... 152
Federkennlinien des Biegefederelementes.............................................................................. 153
Schema des Originalmodells (links) und der Variante 2 (mittig und rechts).......................... 154
Konstruktiver Entwurf der Variante 2, Explosionsansicht ..................................................... 155
Anordnung der Aktuatoren in Pos. 5 und 8, Ebene III, IV (l.), Ebene I, II (r.) ...................... 155
Schnittansichten der Variante 2, rechts mit Vergussmasse .................................................... 156
Multilayer-Aktuatoren, Pos. 6 und 9 ...................................................................................... 157
Mechanisches Ersatzmodell für den aktiven Betriebsfall der Variante 2 ............................... 160
Verformung der Pos. 7 in den Krafteinleitungspunkten der Aktuatoren ................................ 161
Statische und dynamische Auslenkung der Aktuatorik bei Variante 2................................... 161
Dynamische Kraftmessung, Aufbau und Messergebnis ......................................................... 162
Mechanisches, axiales Ersatzmodell zur Abschätzung der Bauteillasten sowie FV, (hier
dargestellt: Entlastungsfall der Vorspannung)........................................................................ 164
Mechanisches, radiales Ersatzmodell zur Abschätzung der Bauteillasten ............................. 164
Berechnete Steifigkeit der Pos. 12.......................................................................................... 165
Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 5, l: axial, r.: radial ......................................... 165
Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 11, l: axial, r.: radial ....................................... 166
Spannungsverteilung nach von Mises in Pos. 12, l: axial, r.: radial ....................................... 167
Vergleichende Bewertung der Varianten 0 bis 2 .................................................................... 167
Vergleich der Varianten 0, 1 und 2, l.: 3D-CAD Ansichten, r.: gefertigte Systeme............... 168
Dehnungsverteilung im Balken .............................................................................................. B-1
Hauptabmaße UP 7058, Signaal USFA.................................................................................. C-1
Temp.verteilung am Signaal USFA Kühler UP 7056 auf therm. Interfaces, keine therm.
Last an kühler Spitze, nach [ 220.], durch eigene Messungen qual. bestätigt ....................... C-1
Typische Betriebszustände von BIRDS während eines Umlaufs, nach [ 203.]...................... D-1
Tabelle 2.1:
Tabelle 2.2:
Tabelle 2.3:
Identifizierte Schlüsseltechnologien für den TPF, Quelle: NASA ........................................... 14
Zusammenfassung der Hauptstörquellen mit dynamischer Charakteristik............................... 21
Zusammenfassung der Hauptstörquellen mit quasistatischer Charakteristik ........................... 22
Bild 6.57:
Bild 6.58:
Bild 6.59:
Bild 6.60:
Bild 6.61:
Bild 6.62:
Bild 6.63:
Bild 6.64:
Bild 6.65:
Bild B.1
Bild C.1:
Bild C.2:
9
Tabelle 2.4:
Tabelle 2.5:
Tabelle 2.6:
Tabelle 3.1:
Tabelle 3.2:
Tabelle 3.3:
Tabelle 3.4:
Tabelle 3.5:
Tabelle 4.1:
Tabelle 6.1:
Tabelle 6.2:
Tabelle 6.3:
Tabelle 6.4:
Tabelle 6.5:
Tabelle 6.6:
Tabelle 6.7:
Tabelle 6.8:
Tabelle A.1:
Tabelle A.2:
Tabelle A.3:
Tabelle A.4:
Tabelle A.5:
Tabelle C.1:
Tabelle D.1:
Tabelle D.2:
Tabelle E.1:
Tabelle E.2:
Tabelle E.3:
Tabelle F.1:
Tabelle F.2:
Tabelle F.3:
Tabelle F.4:
184
Übersicht verfügbarer Sensortypen mit charakt. Kenndaten, nach [ 111.] ............................... 23
Flugexperimente mit Zuordnung adaptronischer Strukturkomponenten [ 5.] .......................... 25
Charakterisierung sensibler Komponenten............................................................................... 31
Vor- und Nachteile von Piezoelektrika für die Raumfahrt ....................................................... 50
Vor- und Nachteile von Elektrostriktoren für die Raumfahrt................................................... 51
Vor- und Nachteile von Magnetostriktoren für die Raumfahrt................................................. 52
Vor- und Nachteile von Formgedächtnislegierungen für die Raumfahrt ................................. 53
Mechanische Effizienz applizierten Aktuatoren....................................................................... 54
Thermodynamische Zustandsvariablen und Materialkonstanten.............................................. 69
Kenndaten des piezokeramischen Vielschichtaktuators für Variante 0.................................. 117
Kenndaten des Biegefederelements für Variante 0................................................................. 118
Kenndaten der in der Konstruktion verwendeten Materialien................................................ 119
Ort und Höhe der Maximalspannungen der acht FE-Belastungsfälle..................................... 129
Anregungscharakteristik für den Resonance Survey Test ...................................................... 142
Anregungscharakteristik für den Random Vibration Test ...................................................... 143
Prüfparameter für den VTC Test ............................................................................................ 145
Kenndaten der in Variante 2 eingesetzten Multilayer-Aktuatorik.......................................... 158
Eigenschaften verschiedener Piezoelektrika nach Herstellerangaben .................................... A-1
Eigenschaften von elektrostriktiven PMN-PT Keramiken ..................................................... A-2
Eigenschaften, TERFENOL-D (Tb0.3Dy0.7Fe1.9-1.95) [ 175.] [ 176.] [135.] [ 157.] ......... A-2
Eigenschaften verschiedener Formgedächtnislegierungen nach[ 177.] [ 148.] ...................... A-3
Eigenschaften der Phasen von NiTi-Formgedächtnislegierungen [ 177.] .............................. A-3
Technische Daten UP 7058, Steuereinheit UA 7072/01 [ 219.] ............................................. C-1
Energiebilanz: normaler Systembetrieb ohne Vibrationsminderung (Typ I) (l.); mit
Vibrationsminderung und einem Warteorbit (Typ I) (r.)........................................................ D-1
Energiebilanz: Systembetrieb mit Vibrationsminderung, 2x Typ I, 1x Typ II (l.); mit
Vibrationsminderung, 3x Typ I sowie DOD=70 %=72 Wh Ladezustand (r.)........................ D-1
Kenndaten des piezoelektrischen Beschleunigungsaufnehmers PCB 306 ..............................E-1
Kenndaten des piezoelektrischen Kraftaufnehmers PCB M208B01 .......................................E-1
Kenndaten des piezoelektrischen Beschleunigungsaufnehmers PCB 306 ..............................E-1
Masse- und Steifigkeitsverteilung der Variante 0....................................................................F-1
Masse- und Steifigkeitsverteilung der Variante 2....................................................................F-2
Ersatzsteifigkeitsverteilung der Variante 2..............................................................................F-3
Kraftverteilung der Variante 2 in den Verbindungsstellen als Basis für die FEM ..................F-3
10 Abkürzungen
185
10 Abkürzungen
ACESA
Advanced Composites with Embedded
Sensors and Actuators
ACOSS
Active Control of Space Structures
ACTEX
Advanced Control Technology Experiment
AFRL
Air Force Research Laboratory
AOCS
Attitude and Orbit Control System
ARTEMIS
Advanced Relay and Technology Mission Satellite
GPALS
Global Protection Against Limited Strikes
GSFC
Goddard Space Flight Center (NASA)
HST
Hubble Space Telescope
HV
Hochvolt
ISRI
Infrared Space Interferometry
ISS
International Space Station
JPL
Jet Propulsion Laboratory (NASA)
LBT
Large Binocular Telescope
BIRDS
Bi-Channel Infrared Detector Satellite
LDR
Large Deployable Reflector
BMDO
Ballistic Missiles Defense Organization
(US)
LISA
Laser Interferometer Space Antenna
CASTOR
Characterization of Structures in Orbit
CFIE
Control Flexibility Interaction
Experiment
COSMOS
russischer Träger, betrieben z.B. durch
OHB
LSS
Large Spacecraft Structures
LSST
Large Space Systems Technology
LWIR
Long Wave Infrared Sensor
M&S
Materials & Structures
MACE
Middeck Active Control Experiment (STS)
Neue Materialien für Schlüsseltechnologien
(BMBF)
COSTAR
Corrective Optics Space Telescope
Axial Replacement
MATECH
CSI
Controls-Structure Interaction
DARPA
Defense Advanced Research Projects
Agency
MICROMEDY Microvibrations Measurement of Satellite
Dynamics (SPOT-4)
MLI
Multilayer Insulation
DARWIN
gleichbedeutend mit IRSI
MODE
DERA
Defense Evaluation and Research
Agency (GB)
Middeck 0-Gravity Dynamics Experiment
(STS)+B63
MRF
Magnetorherologisches Fluid
DLR
Deutsches Zentrum für Luft- und
Raumfahrt e.V.
MTTF
Mean Time To Failure
MWIR
Medium Wave Infrared Sensor
DM
Deformable Mirror (NGST)
NASA
National Air- and Space Administration
DoD
Department of Defense (US)
NGST
Next Generation Space Telescope
DS-3
Deep Space Mission 3
NMN
Neue Materialien Niedersachsen
DSP
Digital Signal Processing
NV
Niedervolt
ERF
Elektrorheologisches Fluid
PI
Planet Imager
ESA
European Space Agency
PLZT
Blei-Lanthan-Zirkon-Titanat, elektrostriktiv
ESO
European Southern Observatory
PM
Primary Mirror (NGST)
FGL
Formgedächtnislegierung
PMN
FIRST
Far Infrared Space Telescope
Blei-Magnesium-Niobat-Verbindungen,
eletrostriktiv
FSM
Fast Steering Mirror (NGST)
PMN-PT
PMN plus Blei-Titanat, elektrostriktiv
GAIA
Global Astrometric Interferometer for
Astrophysics
PSLV
Polar Satellite Launch Vehicle (Indien)
PTI
Palomar Testbed Interferometer
10 Abkürzungen
PVDF
Polyvinylidendifluorid
PZT
Blei-Zirkonat-Titanat, piezoelektrisch
RMS
Root Mean Square
RT
Raumtemperatur
SBR
Space Based Radar
SDI
Strategic Defense Initiative
SDIO
Strategic Defense Initiative
Organization
SILEX
Semi-Conductor Laser Inter-Satellite
Link Experiment (SPOT-4 / ARTEMIS)
SIM
Space Interferometry Mission
SIRTF
Space Infrared Telescope Facility
SM
Secondary Mirror (NGST)
SMART
Small Mission for Advanced Research
in Technology
186
SPOT
Systeme Probatoire d’Observation de la
Terre
SRS
Shock Response Spectrum
SRTM
Space Radar Topography Mission
SSA
Sonnensimulationsanlage
ST3
Space Technology Mission 3
STEP
Satellite Test of the Equivalence Principle
STEX
Space Technology Experiment
STRV
Space Technology Research Vehicle
STS
Space Transportation System
TOMS
Total Ozone Mapping Spectrometer
TPF
Terrestrial Planet Finder
VLT
Very Large Telescope
VTC
Vacuum Temperature Cycling
11 Verzeichnis verwendeter Formelzeichen
A
Af
As
b
b
c, cF
cijkl
ciT , ciA
C
dijk
D
Di
eijk
E
Ei
Eb
EC
ED
EC
Epol.
f
fi
fD
F
FV
F̂
FB
gijk
hijk
h
H
H
H
geometrische Fläche
Austenit Finish-Temperatur, FGL
Austenit Start-Temperatur, FGL
Breite des piezoelektrischen Materials, Elektrodenbreite
Dämpfungskoeffizient
Federsteifigkeit
piezoelektrische Steifigkeit
Steifigkeit eines Energiewandler für Zustandsgröße i = const., Translatorsteifigkeit
elektrische Kapazität
piezoelektrisches Ladungsmodul
mechanische Dämpfung
dielektrische Verschiebung, Piezoelektrika
piezoelektrische Konstante
Elastizitätsmodul
elektrisches Feld, Piezoelektrika
elektrische Durchschlagfestigkeit eines Mediums, Piezoelektrika
kapazitiv gespeicherte elektrische Energie
elektrisches Ansteuerfeld, Piezoelektrika, aktuatorischer Betrieb
Koerzitivfeldstärke, vollständige Entfernung von Pr bei Piezoelektrika
elektrische Polungsfeldstärke
Frequenz
i-te Eigenfrequenz
aktuatorische Betriebsfrequenz
Kraft
mechanische Systemvorspannkraft
Kraftamplitude
aktuatorische Blockierkraft, Maximalkraft
piezoelektrische Spannungskonstante
piezoelektrische Konstante
Tiefe des piezoelektrischen Materials, Elektrodentiefe
mechanische Admittanz
magnetische Feldstärke
Reglerfunktion
iHalbperiode
piezoelektrischer Ladestrom
iVollperiode
durchschnittlicher Strom für den aktuatorischen Betrieb im eingeschwungenen Zustand
I
k
k
k
elektrischer Strom, I = dQ/dt
Alterungsfaktor, Piezoelektrika
elektromechanischer Koppelfaktor
Boltzmann-Konstante
187
K
l
mechanische Steifigkeit
Länge, Dicke des piezoelektrischen Materials
∆l
aktuatorische Längenänderung, Longitudinaleffekt
∆l0
freie aktuatorische Längenänderung
∆l1
steifigkeitsbedingte Hubreduktion des Aktuators
lVi
Gesamtbaulänge der Variante i
L
Lagrange Funktion
L
magnetische Induktivität einer Spule
m, M
Masse
meff.
effektive Masse des schwingenden Systems
mVi
Gesamtmasse der Variante i
Mf
Martensit Finish-Temperatur, FGL
Ms
Martensit Start-Temperatur, FGL
n
Lastzyklenzahl
n
Lastvielfaches
N
Normalkraft
p
elektrisches Dipolmoment, Piezoelektrika
p
atmosphärischer Druck
P
elektrische Steuerleistung, piezoelektrischer Aktuatorbetrieb
P
Schalldruck
P
Polarisation
PC
elektrische Leistung beim Laden einer Kapazität
Pi
Systemparameter i, s. Alterung, Piezoelektrika
Pr
remanente Polarisation, Piezoelektrika
Ps
spontane Polarisation, Piezoelektrika
PSatellit
PV
188
durchschnittliche elektrische Belastung der Energieressourcen des Satelliten
dielektrische Verlustleistung
Pδ=0°
Leistungsbedarf im verlustfreien Betriebsfall
Pδ>0°
Leistungsbedarf im verlustbehafteten Betriebsfall
PHalbperiode
elektrischer Leistungsbedarf zum Laden einer Kapazität, max. durchschnittliche Verstärkerlstg.
PVollperiode
elektrischer Leistungsbedarf zum Laden einer Kapazität, Belastung primärer Energieressourcen
Pmax.
Spitzenleistungsbedarf
PSD
spektrale Leistungsdichte, über der Frequenz gemittelter Energieeintrag
q
elektrische Ladung
q
elektrischer Strom, i
q
zeitliche Änderung des elektrischen Stroms
r
Reflexionsfaktor
R
ohmscher Widerstand
sijkl
piezoelektrische Nachgiebigkeit
∆s
Breitenänderung, Transversaleffekt
Sij
mechanische Dehnung, Piezoelektrika
t
Materialschichtdicke
ti
Zeit i, s. Alterung, Piezoelektrika
T
Temperatur
T
Periodendauer im aktuatorischen Betrieb, eingeschwungener Zustand
T
kinetische Energie
TC
Curie-Temperatur
Tij
mechanische Spannung, Piezoelektrika
TQ,i
Temperaturextrema für VTC-Test
TS
Schmelztemperatur
u
aktuatorische Verformung
û
u
Aktuatoramplitude
u
aktuatorische Beschleunigung
U, Uel.
aktuatorische Schnelle
elektrische Spannung
U0
elektrischer Spannungsoffset, aktuatorischer Betrieb, Piezoelektrika
UD
aktuatorische Steuerspannung
USat.
elektrische Satellitenbordspannung, Versorgungsspannung
V
potentielle Energie
w
Energiedichte eines Wandlers
Welektr.
elektrische Energie
Wmech.
mechanische Arbeit
WV
dielektrische Verlustenergie
xi
Auslenkung eines Körpers i
x i
Schnelle eines Körpers i
xi
Beschleunigung eines Körpers i
Z
mechanische Impedanz
ZE
mechanische Eingangsimpedanz
ZÜ
mechanische Übertragungsimpedanz
αi
Wärmeausdehnung eines Materials i
βijkl
Impermittivität, Piezoelektrika
δ
dielektrischer Verlustfaktor
ε
mechanische Dehnung
εijkl
Dielektrizität
ε0
Dielektrizitätskonstante im Vakuum ε0 = 8.854⋅10-12 F/m
εr
relative Dielektrizität eines Materials
γ
kapazitiver Verlustwinkel
η
Wirkungsgrad
189
ρ
physikalische Materialdichte
σ
mechanische Spannung
τ
Zeitkonstante, piezoelektrische Entladung
ν
Querkontraktionszahl
ω
Kreisfrequenz
Indizierung, Piezoelektrika
Transversaleffekte
31, 32
Longitudinaleffekt
33
Schereffekt
15
D
konstante dielektrisches Verschiebungsfeld
E
konstantes elektrisches Feld
S
konstante mechanische Dehnung
T
konstante mechanische Spannung
künstliche Materialpolarisation
pol.
Sättigungszustand
sätt.
Zustand elektrischen Durchbruchs
b
190
Anhang A
A-1
Anhang A
Kenndaten technischer Funktionswerkstoffe
Einheit
g/cm3
°C
-
P53
7.83
215
3800; 1625
PIC151
7.76
250
2100 ; 850
PVDF
1.47...1.78
-12...13
N-10
8.00
145
5200; --
-
3580; 1670
1950; 1100
--
5000; --
10-12 m/V
10-12 m/V
10-12 m/V
10-12 m2/N
680
-275
770
22.9; --
420
-210
610
19.0; 9.8
-33
14...23
---
635
-287
930
18.1; --
10-12 m2/N
15.8; --
16.8; 14.4
--
14.8; --
E
D
elast. Steifigkeit c 33
; c 33
1010 N/m2
6.1; --
10.0;13.9
0.09
5.5; --
E
D
elast. Steifigkeit c11
; c11
Koppelfaktor k33
Koppelfaktor k31
diel. Verlustfaktor tan δ
mechanische Güte Qm 1)
Hysterese
Wärmeausdehnung
Wärmeleitfähigkeit 1)
max. Dehnbarkeit 1)
mech. Zugfestigkeit 1)
mech. Druckfestigkeit 1)
Depolarisierungsdruck 1)
max. Betriebsfeldstärke
Energiedichte
1010 N/m2
15.2; --
10.7; 11.8
0.2
6.8; --
10-3
%
-6
10 1/K
W/(K m)
%
N/mm2
N/mm2
N/mm2
kV/mm
kJ/mm
0.74
0.38
16
75
0.1
0.12
20
----50
200
200
7
80...150
--
0.68
0.34
20
70
-1.4
-----≈ 1.5
1..1.3
Piezoelektrika:
Dichte
Curie-Temperatur
rel. Dielektrizitätszahl
ε T33 / ε 0 ; ε S33 / ε 0
rel. Dielektrizitätszahl
T
S
ε11
/ ε 0 ; ε11
/ ε0
Ladungsmodul d33
Ladungsmodul d31
Ladungsmodul d15
elast. Nachgiebigkeit
E
D
; s33
s33
elast. Nachgiebigkeit
E
D
s11
; s11
0.70
0.38
16
90...120
10...15
2)
1.7
-1
0.2
80
600...800
20...100
2...3
1..1.3
1)
Diese Werte liegen für genanntes Material nicht explizit vor, werden jedoch als Richtwert genannt und basieren
auf Messungen an vergleichbaren Materialien, z.B. [M2, R5, P2].
2)
polarisiert und kurzgeschlossen, gültig nach einmaliger thermischer Belastung nahe der Polungstemperatur,
gemessen vom FHG-IKTS, Dresden
Tabelle A.1: Eigenschaften verschiedener Piezoelektrika nach Herstellerangaben (P53:
CeramTec; PIC151: PI Ceramic; PVF2: z.B. MSI (AMP), Airmar, N-10: NV-Keramik, Tokin)
Anhang A
A-2
Elektrostriktoren:
Dichte
Elastizitätsmodul (E = 0)
Curie-Temperatur
relative Dielektrizität, Raumtemperatur
relative Dielektrizität, Curie-Temperatur TC
max. Dehnung
Zugfestigkeit 1)
Bruchdehnung
Temperaturhysterese
Wärmeausdehnungskoeffizient (für ± 100°C)
elektrostriktiver Koeffizient m31
max. Ladungsmodul d33 bei TC
max. Ladungsmodul d31 bei TC
max. elektromech. Koppelfaktor k33
elektromech. Koppelfaktor k33 bei d33, max.
dielektrischer Verlustfaktor tan δ
Einheit
g/cm3
103N/mm2
°C
%
N/mm2
%
%
-6
10 1/K
10-16 m2/V2
10-12 m/V
10-12 m/V
10-3
PMN-15
7.9
>105
15
20000
25000
0.12
PMN-38
7.9
-38
19000
30000
0.14
50...85
< 0.04
2...3
0...1
-7
700
-230
0.60 2)
0.55 4)
< 8 (25°C)
1000
-0.64 3)
0.59 5)
< 8 (25°C),
70 (38°C)
1)
Diese Werte liegen für genanntes Material nicht explizit vor, werden jedoch als Richtwert genannt und basieren
auf Messungen an vergleichbaren Materialien, z.B. [ 110.] [ 140.] . 2) gemessen bei TC und 1 kV/mm; 3) gemessen
bei TC und 600 V/mm; 4) gemessen bei TC und 650 V/mm; 5) gemessen bei TC und 390 V/mm
Tabelle A.2: Eigenschaften von elektrostriktiven PMN-PT Keramiken, TRS Ceramics, USA
Magnetostriktoren:
Dichte
max. aktivierbare Dehnung
magnetostriktive Konstante d33
magnetomechanischer Koppelfaktor k33
Permeabilität µ33T
Zugfestigkeit
Druckfestigkeit
Curie-Temperatur 1)
Wärmeleitfähigkeit
H
Elastizitätsmodul 2) c 33
Einheit
g/cm3
%
V s/m
V s/A m
N/mm2
N/mm2
°C
W/(m K)
103 N/mm2
TERFENOL-D
9.1...9.25
0.08...0.12
1.5⋅10-8
0.7...0.75
5.40⋅10-6
28...40
300...880
375...380
10.6
25...55
B
50...70
103 N/mm2
Elastizitätsmodul c 33
Hysterese
%
1...3
elektrischer Widerstand
Ωm
5.3...6.0⋅10-7
Wärmeausdehnungskoeffizient (bei RT)
10-6 1/K
11...12
typ. Erregerfelder H
A/m
150⋅103
Energiedichte
kJ/m3
14..25
1)
2)
Betrieb bis max. 70% der Curie-Temperatur, Index H: H = const. (konst. elektr. Strom); Index
B: B = konst. (konst. el. Spannung)
Tabelle A.3: Eigenschaften, TERFENOL-D (Tb0.3Dy0.7Fe1.9-1.95) [ 175.] [ 176.] [ 135.] [ 157.]
Anhang A
Formgedächtnislegierungen:
Dichte
max. Ein-Weg-Dehnung
max. Zwei-Weg-Dehnung
Zugfestigkeit
Bruchdehnung
max. zulässige Betriebsspannung
max. thermische Lastzyklenzahl 1)
Größenminderung des Effekts, Altern
max. Schalttemperatur As
max. Gebrauchstemperatur (wenige Min.)
Temperaturhysterese
elektrische Leitfähigkeit
Korrosionsbeständigkeit
Energiedichte
A-3
Einheit
g/cm3
%
%
N/mm2
%
N/mm2
%
°C
°C
K
6
10 S/m
kJ/m3
NiTi
6.4...6.5
6...8
5
800...1100
40...50
250
100000
sehr gering
120
400
15...30 2)
1...1.5
sehr gut
4500
CuZnAl
7.8...8.0
4
1
400...700
10...15
75
10000
≈ 10
120
160...200
7...15
8...13
schlechter
--
CuAlNi
7.1...7.2
5
1.2
700...800
5...6
100
1000
≈ 10
170
300
20...40
7...9
---
1)
Diese Werte gelten für ein nur teilweise ausgenutztes Arbeitsvermögen der Legierung; NiTi-Legierungen
dürfen bis ε = 1...1.5% und σ=100 N/mm2 belastet werden, um die genannte Lastzyklenzahl zu erreichen. 2)
Durch Zugabe von Drittelementen sowie mechanischer und thermischer Vorbehandlung kann die Hysterese auf
Werte von 10...50 K eingestellt werden. Durch fortgeschrittene Maßnahmen kann sie auf 1...2 K vermindert
werden [ 148.] .
Tabelle A.4: Eigenschaften verschiedener Formgedächtnislegierungen nach [ 177.] [ 148.]
Einheit
NiTi-Austenit NiTi-Martensit
NiTi-Legierung:
3
2
Elastizitätsmodul
10 N/mm
83...100
28...60
3
2
Zugfestigkeit
10 N/mm
700...980
800...1100
Bruchdehnung
%
12...15
40...50
Wärmeleitfähigkeit
W/(m K)
18
8.5
-6
Wärmeausdehnungskoeffizient
10 1/K
10...11
6.7
Tabelle A.5: Eigenschaften der Phasen von NiTi-Formgedächtnislegierungen [ 177.]
Anhang B
B-1
Anhang B
Aktive Balkenverformung durch applizierte Wandlerwerkstoffe
Für einen qualitativen Vergleich des Potentials verschiedener Energiewandlertypen zur aktiven
Verformungsbeeinflussung von Strukturen werden nachfolgend die wichtigsten mathematischen
Zusammenhänge für die statische Verformung eines Biegebalkens mit flächig applizierter
Aktuatorik analog zu [ 150.] hergeleitet. Folgende grundlegende Annahmen werden getroffen:
•
Die aktuatorische Dehnung wird in Richtung der axialen Symmetrieachse über eine ideal starre
und verlustfreie Anbindung in den Balken induziert.
•
Die Geometrie der Aktuatorik ist dünn bezogen auf die Trägerstruktur, die Dicke ist klein
gegenüber den übrigen Abmessungen.
•
Trägheitseffekte werden vernachlässigt.
Bild B.1: Dehnungsverteilung im Balken
Aus der asymmetrischen Lasteinleitung ergibt sich der in Bild B.1 skizzierte Dehnungsverlauf im
Balken, der sich aus einer Biege- und einem Normaldehnung zusammensetzt. Es wird ein linearer
Verlauf der Steigung C über der Balkendicke mit
ε B (z) = C ⋅ z + ε 0
(B.1)
angenommen. Mit dem Hook'schen Gesetz folgt für die Materialspannungen im Balken
σB (z) = E B (C ⋅ z + ε 0 ) .
(B.2)
In der Aktuatorschicht wird die freie aktuatorische Dehnung εA durch die Balkensteifigkeit
reduziert. Für die Materialspannungen gilt
σA (z) = E A (C ⋅ z + ε 0 − ε A ) .
(B.3)
Ziel der Betrachtungen ist die Bestimmung der beiden unbekannten Größen ε0 und C. Aus dem
Momentengleichgewicht folgt
hB +hA
hB
∫
σB (z) ⋅ zdz +
− hB
∫
σA (z) ⋅ zdz = 0
(B.4)
σA (z)dz = 0 .
(B.5)
hB
und aus dem Kräftegleichgewicht in x-Richtung
hB +hA
hB
∫
− hB
σB (z)dz +
∫
hB
Anhang B
B-2
Lösen der Gleichungen (B.4) und (B.5) liefert
E A h A (8E B h 3B + E A h 3A )
εA
16E 2B h 4B + E B E A (32h 3B h A + 24h B2 h A2 + 8h B h 3A ) + E A2 h A4
(B.6)
12E B E A h B h A (2h B + h A )
εA .
16E h + E B E A (32h 3B h A + 24h B2 h A2 + 8h B h 3A ) + E A2 h A4
(B.7)
ε0 =
und
C=
2
B
4
B
Damit läßt sich für die induzierte Dehnung an der Oberfläche des Balkens bei z = h B mit (B.1)
schreiben
3
3
 12E B E A h B h A (2h B + h A ) ⋅ h B E A h A (8E B h B + E A h A ) 
ε B (h B ) = 
+
 εA
K
K


(B.8)
K = 16E 2B h 4B + E B E A (32h 3B h A + 24h B2 h A2 + 8h B h 3A ) + E A2 h A4 .
(B.9)
mit
Hiermit läßt sich unter Annahme einer definierten Geometrie eine vergleichende Aussage über die
mechanische Effektivität verschiedener Wandlermaterialien treffen.
Ein analoges Vorgehen für eine symmetrische Lasteinleitung über zwei gegenüberliegend
applizierte Aktuatoren

2
3E A ( h B + h A ) − h B2

ε B (h B ) = 
3
3
3
 2 EA ( h B + h A ) − h B + E Bh B

( {
}
)


 ⋅ h Bε A .


(B.10)
Anhang C
C-1
Anhang C
Leistungsstarker, linearer, mechanischer Stirling-Kryokühler für Kleinsatelliten
Kühler
Kühlleistung1)
Kühltemperatur
Kühlmedium
Abkühldauer
Eingangsleistung, Abkühlung (10V, 50Hz)
Gewicht
Lebensdauer
thermischer Bereich
Betrieb
Lagerung
Lagerzeit
max. zul. Kräfte
am Kompressor
am Expander
UP 7058
1.5 W
80 K
Helium
< 5 min
max. 55 W
1.8 kg
> 3500 h59
-52°C bis +71°C
-55°C bis +90°C
> 10 Jahre
alle Achsen
1.4 Nrms
4.3 Nrms
DC/AC Konverter
Leistungsversorgung
UA 7072/01
24 V DC nominal
(17...32 V)
3 A, ungeregelt
11.6 Vrms bei 20°C
50 Hz
55 W
> 4.6 A
0.55 kg
50000 h
Ausgangsspannung
Ausgangsfrequenz
Ausgangsleistung
Ausgangsstrom
Gewicht
Lebensdauer
thermischer Bereich
Betrieb
-40°C bis +71°C
Lagerung
-40°C bis +85°C
1)
Leistungsdaten für RT
Maße gemäß Zeichnung
Tabelle C.1: Technische Daten UP 7058, Steuereinheit UA 7072/01 [ 219.]
Bild C.1: Hauptabmaße UP 7058, Signaal USFA
Bild C.2: Temp.verteilung am Signaal USFA Kühler UP 7056 auf therm. Interfaces, keine therm.
Last an kühler Spitze, nach [ 220.], durch eigene Messungen qual. bestätigt
Anhang D
D-1
Anhang D
Verfügbare Energieressourcen für adaptive Maßnahmen (BIRDS)
Für eine Abschätzung der für vibrationsmindernde Maßnahmen verfügbaren elektrischen Energie
gilt zu bedenken, daß die IR-Kamerasysteme inkl. der Kühlsysteme die Hauptverbraucher dieser
und vieler derartiger Missionen darstellen [ 200.] [ 132.]. Die drei Solarpanels, s. Bild 5.8, liefern
eine elektrische Gesamtleistung von größer 120 W. Die Sekundärbatterie besteht aus 8 NiH2-Zellen,
die eine durchschnittliche elektrische Energie von 240 Wh speichern. Der maximal zulässige
elektrische Energieverbrauch durch die verschiedenen Satellitensysteme wird ferner durch die
orbitalen Parameter - die Eklipsendauer, also durch den Zeitintervall ohne photovoltaische Energiegewinnung, und die zulässige Entladetiefe DOD der Batterien - limitiert. Nachfolgende Betrachtungen basieren auf den energetischen Abschätzungen nach [ 200.] [ 203.] unter Berücksichtigung aller Verbraucher im Satelliten, Dienstsystem sowie Nutzlast. Die nachfolgenden
Berechnungen werden in den Tabellen D.1 und D.2 zusammengefaßt.
Bild D.1: Typische Betriebszustände von BIRDS während eines Umlaufs, nach [ 203.]
Für BIRDS sind aus energetischen Gründen in der Missionsplanung ohne vibrationsmindernde
Maßnahmen maximal drei Meßphasen mit unmittelbarer (Typ I) sowie zwei spätere mit verzögerter
(Typ II) Datenübertragung mit jeweils aufeinanderfolgenden Orbits alle 24 Stunden möglich. Damit
wurden bei Phasen mit der missionsspezifisch maximalen Eklipsendauer von 34 min. und
entsprechend verringerter Zeitdauer zur zwischenzeitlichen photovoltaischen Wiederaufladung der
Sekundärbatterie nach den drei Meßphasen vom Typ I - mit einem Gesamtenergieverbrauch aller
Satellitensysteme von ca. 55 Wh pro Meßphase - die spezifizierte Entladetiefe der Batterie erreicht.
Bei Messungen vom Typ II werden ca. 40 Wh Energie verbraucht. Bei Phasen ohne Eklipse wird
eine Batteriekapazität von ca. 200 Wh auch nach drei aufeinanderfolgenden Messungen vom Typ I
aufgrund der maximalen Ladezeiten durch die Solarzellen nicht unterschritten.
Somit limitieren die Phasen mit langen Eklipsen das Energiepotential für einen zusätzlichen
Verbraucher im Satelliten, das System zur Vibrationsminderung. Für diese Missionsphasen mit drei
Meßphasen vom Typ I kann ohne Modifikation des Missionsablaufs keine Energie für eine
Vibrationsminderung entbehrt werden, s. Tabelle D.1, links. Unter der Annahme, daß keine
zusätzliche Energie- bzw. Datenspeicherkapazität60 zum Satelliten hinzugefügt wird, ergeben sich
verschiedene Lösungsszenarien zur Bereitstellung von Energie für einen Zusatzverbraucher:
1) Verschiebung bzw. Unterbrechung eines Meßzyklus vom Typ I,
2) Verzicht auf eine Meßzyklus vom Typ I,
Anhang D
D-2
3) Ersetzung eines Zyklus vom Typ I durch Typ II und
4) Anhebung der zulässigen Entladetiefe.
Darüber hinaus sind Kombinationen dieser Lösungsansätze denkbar.
Für Variante 1) und 2) kann abgeschätzt werden, daß bei einfacher Unterbrechung der drei aufeinanderfolgenden Messungen die Batterien mit einer zulässigen Entladetiefe von 50%, also einer
Entladung auf eine Speicherkapazität von 120 Wh, soweit wiederaufgeladen werden, daß eine
Energie 15 Wh für eine adaptive Vibrationsminderung bereitgestellt werden kann, s. Tabelle D.1,
rechts. Dies entspricht bezogen auf eine jeweils 10-min. Meßzeit einer insgesamt verfügbaren
Leistung von 15 Wh/10 min. = 90 W bzw. 45 W/Kanal.
Soll nach Variante 3) keiner der drei aufeinanderfolgenden Umläufe auch für Phasen mit maximaler
Eklipsendauer ausgelassen bzw. unterbrochen werden, kann der dritte Zyklus von Messung Typ I
auf Typ II modifiziert werden. Hiermit wird Energie für Datentransfer, die Sendeleistung, erst
verzögert fällig. Nur ein geringer Energieverbrauch zur Datenspeicherung wird benötigt. Für diese
Variante läßt sich eine verfügbare elektrische Energie von ca. 3.5 Wh abschätzen. Dies entspricht
einer Leistung von 21 W bzw. 10.5 W/Kanal.
Eine weitere Möglichkeit bietet Variante 4). Für die eingesetzten NiH2-Batterien wird in der
Missionsbeschreibung die zulässige Entladetiefe auf 50 % begrenzt. Nach [L5] kann hierfür eine
zulässige Entladezyklenzahl von 14⋅103 als Batterielebensdauer abgeschätzt werden. Bei einer
Erweiterung der Entladetiefe auf DOD = 70 % reduziert sich diese zulässige Zyklenzahl auf ca.
2.5⋅103. Unter Voraussetzung eines 94-minütigen Orbits, einer verlängerten Lebensdauer des
Satelliten von 1.5 Jahren und einer einmaligen Entladung der Batterien auf dieses Niveau pro Tag
während der Phase maximaler Eklipsendauer ergibt sich für den Betrieb von BIRDS eine
Entladezyklenzahl von weniger als 550 Zyklen. Dies entspricht einem Sicherheitsfaktor von größer
vier. Folglich ist Variante 4) mit einer erweiterten Entladetiefe auf DOD = 70 % bzw. auf einen
Ladezustand der Batterien auf 72 Wh als zulässig zu betrachten. Eine Abschätzung der dann
verfügbaren elektrischen Energie für einen zusätzlichen Verbraucher unter Annahme eines
unveränderten Systembetriebs des Typs I mit drei aufeinanderfolgenden Meßperioden inklusive
verzögerungsfreiem Datenversand liefert einen Wert von 12.6 Wh.
Bewertung, verfügbare elektrische Energie und Reserven
Da die Variante 4) trotz der zugrundeliegenden konservativen Überlegungen, z.B. die Annahme der
maximalen 34-minütigen Eklipsendauer während der gesamten Missionsdauer, ohne jede
Modifikation des Systembetriebs das Satelliten auskommt, wird mit den vorstehenden
Betrachtungen als Zielfunktion für die Auslegung der adaptiven Vibrationsminderung ein hierfür
zulässiger Energiebedarf für von 6.3 Wh/Kanal angesetzt. Dies entspricht einer durchschnittlichen
elektrischen Leistung von 37.8 W/Kanal.
Sollte diese Leistung für den Systembetrieb nicht ausreichen, sollte aufgrund des Konservatismus
der Betrachtungen zunächst eine genauere Untersuchung der verfügbaren Energiereserven erfolgen
bevor eine Modifikation des Satellitenbetriebs in zuvor beschriebener Weise bzw. eine bewußte
Reduktion der Leistungsfähigkeit der Vibrationsminderung realisiert wird. Eine Erweiterung der
Speicherkapazität der Sekundärbatterie durch Ergänzung von zusätzlichen Batteriezellen oder der
Einsatz einer vierten Solarzellenfläche zur beschleunigten Wiederaufladung der Batterien bieten
weitere Lösungsansätze. Für die Auslegung eines Systems zur Vibrationskompensation ist zu
bedenken, daß wie oben genannt die Störwirkung des Kühlers mit der Betriebsdauer abnimmt und
Anhang D
D-3
im thermischen Gleichgewichtszustand ein entsprechend verminderter Leistungsbedarf für die
Vibrationsminderung anfällt.
Weiter wird der Einsatz eines sehr verlustarmen digitalen Leistungsverstärkers mit Energierückgewinnung nach Kapitel 4.9.6 mit einer Belastung der primären Energieversorgung von 40%
der kapazitiven Ausgangsleistung vorausgesetzt. Damit werden 94.5 W/Kanal verfügbar. Weiterhin
befindet sich zur Zeit die Umsetzung der adaptiven Regelalgorithmen von digitaler auf analoge
Technik in der fortgeschrittenen Entwicklung. Damit sinkt neben dem instrumentativen Aufwand
der hierfür nötige elektrische Energiebedarf und es kann in erster Näherung angenommen werden,
daß die elektrische Energie vorwiegend für den Betrieb der piezoelektrischen Aktuatorik verfügbar
bleibt.
Berechnungen:
Nachfolgend werden die Worst-Case-Energiezustände des Satelliten für den ursprünglichen
Satellitenbetrieb sowie für die benannten drei Variationen beim Betrieb des Systems zur Vibrationsminderung mit dann jeweils maximal verfügbaren Verbrauch tabellarisch dargestellt. Es werden
folgende Vereinbarungen und Annahmen getroffen:
•
Messung Typ I:
•
Messung Typ II: Messen und Speichern der Daten, verzögerte Datenübertragung,
•
Betrachtungen gelten für den Worst-Case mit einer maximalen Eklipse von 34 min. und
Meßperioden des Typs I während drei aufeinanderfolgender Orbits,
•
Modifikationen an der Konfiguration des Satellitensystems
Speicherkapazität von Daten und/oder Energie) unterbleiben,
•
elektrische Verlustfaktoren sind mit eingerechnet, η ≈ 85% ,
•
Meßdauer beträgt max. 10 min., vor Meßbeginn Kühlung der Sensoren für 10 min., nach 5 Min.
Zuschalten der IR-Sensoren
•
Systemparameter mit typischen Verbrauchs-, bzw. Ladezeiten
Messen und direkt Senden der Daten,
(z.B.
Erweiterung
Ladung zw. Meßende und Meßbeginn (76 min.):
+22.0 Wh
Ladung zw. Orbits ohne Messung (96 min):
+44.8 Wh
Verbrauch Messung Typ I: (20 min):
-51.7 Wh
Verbrauch Messung Typ II: (20 min):
-41.0 Wh
Verbrauch des gesamten Dienstsystems (18 min.):
-9.6 Wh, kontinuierlich 32 W
Verbrauch Daten halten (58 min):
-7.9 Wh
Verbrauch Daten senden (10 min.):
-4.7 Wh
der
Anhang D
Orbit, Zustand
D-4
Beginn Mess.
ohne Komp.
Ladezustand
220.8 Wh
Ende Mess.
169.1 Wh
ohne Komp.
Verbrauch
Beginn Mess.
mit Kompens.
[15 Wh]
Ladezustand
220.8 Wh
Ende Mess.
151.1 Wh
Orbit, Zustand
-51.7 Wh
-66.7 Wh
+22.0 Wh
Beginn Mess.
191.2 Wh
+22.0 Wh
Beginn Mess.
176.1 Wh
Ende Mess.
109.4 Wh
-51.7 Wh
Ende Mess.
-66.7 Wh
139.5 Wh
+22.0 Wh
Beginn Mess.
+22.0-(-9.6)
161.5 Wh
Ende Orbit
Warteorbit
Ende Orbit
141.0 Wh
Beginn Mess.
176.2 Wh
Ende Mess.
109.5 Wh
Ende Orbit
141.1 Wh
-51.7 Wh
Ende Mess.
109.8 Wh
Ende Orbit
141.4 Wh
Ende Orbit
186.2 Wh
mit Kompens.
[15 Wh]
Verbrauch
+44.8 Wh
185.8 Wh
+22.0-(-9.6)
-9.6 Wh
44.8 Wh
-66.7 Wh
+22.0-(-9.6)
+44.8 Wh
Ende Orbit
185.9 Wh
Tabelle D.1: Energiebilanz: normaler Systembetrieb ohne Vibrationsminderung (Typ I) (l.);
mit Vibrationsminderung und einem Warteorbit (Typ I) (r.)
Orbit, Zustand
Beginn Messung
mit Komp.
[3.5 Wh]
Ladezustand
220.8 Wh
mit Komp.
[3.5 Wh]
Verbrauch
Orbit,
Zustand
Beginn Mess.
mit Komp.
[12.6 Wh]
Ladezustand
220.8 Wh
-55.2 Wh
Ende Messung
165.6 Wh
-64.3 Wh
Ende Mess.
156.5 Wh
Beginn Mess.
178.5 Wh
Ende Mess.
114.2 Wh
Beginn Mess.
DOD=70 %
Ende Mess.
136.2 Wh
+22.0 Wh
Beginn Messung
187.6 Wh
Ende Messung
132.4 Wh
Beginn Messung
Typ II
Ende Messung
154.4 Wh
+22.0 Wh
-55.2 Wh
-64.3 Wh
+22.0 Wh
Daten halten, Senden
Ende Orbit
-41.0+(-3.5)
109.9 Wh
+22.0 Wh
+64.3 Wh
71.9 Wh
+22.0-(-9.6)
-7.9+(-4.7)
+22.0-(-9.6)
Ende Orbit
103.5 Wh
+44.8 Wh
Ende Orbit
148.3 Wh
128.9 Wh
Ende Orbit
173.7 Wh
Ende Orbit
218.5 Wh
mit Komp.
[12.6 Wh]
Verbrauch
+44.8 Wh
+44.8 Wh
+44.8 Wh
Ende Orbit
193.1 Wh
Tabelle D.2: Energiebilanz: Systembetrieb mit Vibrationsminderung, 2x Typ I, 1x Typ II (l.);
mit Vibrationsminderung, 3x Typ I sowie DOD=70 %=72 Wh Ladezustand (r.)
Anhang E
E-1
Anhang E
Sensoren für die adaptive Vibrationsminderung
Spannungsempfindlichkeit
Meßbereich
Frequenzbereich (±5 %)
Resonanzfrequenz (eingebaut)
Breitbandauflösung (1 Hz...10 kHz)
Auflösung
max. Schockbelastbarkeit
max. Vibrationsbelastbarkeit
Betriebstemperatur
Gewicht
Einheit
mV/g
±gpeak
Hz
kHz
gRMS
-dB
±gpeak
gRMS
°C
g
306M118
15
100
5...3000
> 12
0.002
42
5000
1000
-43...90
70
Tabelle E.1: Kenndaten des piezoelektrischen Beschleunigungsaufnehmers PCB 306
Meßbereich
max. Kraft: Druck/ Zug
Auflösung
Empfindlichkeit
Resonanzfrequenz
Steifigkeit
Temperatur
Vibration
Schock
Gewicht
Einheit
N
kN
N
mV/kN
kHz
kN/µm
°C
m/s2peak
m/s2peak
g
M208B01
±44.8
+4.448/ 2.224
8.897e-4
11241
70
1.751
-54...121
19620
98100
23.4
Tabelle E.2: Kenndaten des piezoelektrischen Kraftaufnehmers PCB M208B01
Spannungsempfindlichkeit
Meßbereich
Frequenzbereich (±5 %)
Resonanzfrequenz (eingebaut)
Breitbandauflösung (1 Hz...10 kHz)
max. Schockbelastbarkeit
Betriebstemperatur
Gewicht
Einheit
mV/g
±gpeak
Hz
kHz
gRMS
±gpeak
°C
g
353C02
10
500
0.3...4000
> 12
0.0005
5000
-53...121
15.5
Tabelle E.3: Kenndaten des piezoelektrischen Beschleunigungsaufnehmers PCB 306
Anhang F
F-1
Anhang F
Massen-, Steifigkeits- und Kraftbilanz des Kompensationssystems
Strukturmassen des adaptiven Vibrationskompensators, Systemvariante 0, Basissystem
mZ
0.842
kg
0.014
kg
Mutter M14 (Pos. 7)
0.007
kg
Sicherungsring (Pos. 8)
0.034
kg
Rechtsseitige Feder (Pos. 9)
0.599
kg
Masse der Hülse (Pos. 10)
0.076
kg
Masse des Aktuatorgehäuses
0.009
kg
Verbindungsteil (Pos. 14)
0.028
kg
Linksseitige Feder (Pos. 17)
0.051
kg
modifizierte Mutter M24x1.5 (Pos. 18)
0.024
kg
Distanzstück
mK:
1.814
kg
0.883
kg
Masse der Kamera (Mockup)
0.182
kg
Gehäuse Verbindung (Pos. 1)
0.177
kg
Kühler (Pos. 2)
0.014
kg
Kühler Sensor Verbindung (Pos. 3)
0.023
kg
Kraftsensor (Pos. 5)
0.006
kg
Koppelstück (Pos. 11)
0.340
kg
Hülle (Pos. 15)
0.078
kg
Linksseitiger Deckel (Pos. 16)
0.041
kg
Halterung (Pos. 19)
0.070
kg
Beschleunigungssensor
mA
0.054
kg
Masse des piezokeramischen Stapels
Steifigkeiten:
c1
50.000
N/µm
c2
c3
c4
25.000
50.000
N/µm
N/µm
Steifigkeit des Aktuators
Steifigkeit des halben Aktuators
33.333
N/µm
Reihenschaltung von Aktuator und Koppelstück
100.000
N/µm
Steifigkeit des Koppelstückes
0.070
N/µm
(Parallelschaltung Teil 9 und 17)
0.035
N/µm
Steifigkeit einer Blattfeder
8.800
Steifigkeit der Systemlagerung, Anbindung an Umgebung
N/µm
Positionsbezifferung nach Bild 6.10 und Bild 6.14, Vernachlässigung der Massen von Normteilen
Tabelle F.1: Masse- und Steifigkeitsverteilung der Variante 0
Anhang F
F-2
Strukturmassen des adaptiven Vibrationskompensators, Systemvariante 2
mK
1.450
kg
mKamera
0.883
kg
Masse der Kamera (Mockup)
mC
0.177
kg
Dummy Expansionseinheit (Pos. 2)
mG
0.052
kg
thermisches Interface (Pos. 3)
mS1
0.008
kg
4x Schraube DIN 912 M3x6 (Pos. 4)
mS2
0.105
kg
Spannschraube (Pos. 11)
mF
0.145
kg
Blattfeder (Pos. 12)
mM
0.065
kg
Mutter M24x1.5 (Pos. 13)
mS2
0.015
kg
4x Schraube DIN 912 M4x12 (Pos. 14)
maktiv
0.966, 0.709 kg
m1
0.044
kg
innere Führung (Pos. 5)
mA1
6x0.005
kg
Aktuator, kurz, (Pos. 6)
m2
0.079
kg
Rückführung (Pos. 7)
m3
0.117
kg
äußere Führung (Pos. 8)
mA2
6x0.009
kg
Aktuator, lang (Pos. 9)
m4
0.642, 0.371 kg
Zusatzmasse (Pos.10), zunächst gefertigt, theoretisches Minimum
Steifigkeiten:
cA1
60.000
Aktuator, kurz, (Pos. 6)
N/µm
cA2
30.000
Aktuator, lang (Pos. 9)
1902
N/µm
N/mm
cI,r
cII,r
316
N/mm
cF, a
0.576
N/µm
Biegesteifigkeit von 3 Akt. des Typs I, cII,r = 3⋅3⋅E⋅IY/lII3, IY = bII4/12
Blattfeder (Pos. 12), axial
cF, r
12.636
N/µm
N/µm
cK
Verguß
cH1,r
cH1,a
cH2,r
cH2,a
cH3,r
cH3,a
cHa,r
cH4,a
cH5,r
cH5,a
cH6,r
cH6,a
2.000
1)
1708
1229
2631
1893
3484
2507
11523
8291
250
176
454
305
Biegesteifigkeit von 3 Akt. des Typs I, cI,r = 3⋅3⋅E⋅IY/lI3, IY = bI4/12
Blattfeder (Pos. 12), radial
Anbindungssteifigkeit der Kamera
Ort des hülsenförmigen Verguß, zwischen den Bauteilen liegend
innere Führung – Spannschraube, radial
innere Führung – Spannschraube, axial
Rückführung - innere Führung, radial
Rückführung - innere Führung, axial
äußere Führung - Rückführung, radial
äußere Führung - Rückführung, axial
Zusatzmasse - äußere Führung, radial
Zusatzmasse - äußere Führung, axial
Aktuator, kurz – innere Führung, radial
Aktuator, kurz - innere Führung, axial
Aktuator, lang - äußere Führung, radial
Aktuator, lang - äußere Führung, axial
N/mm
N/mm
N/mm
N/mm
N/mm
N/mm
N/mm
N/mm
N/mm
N/mm
N/mm
N/mm
Positionsbezifferung nach Bild 6.48, 2) Ersatzsteifigkeiten der jeweils zw. zwei Ebenen parallel geschalteten
1)
Vergußkompomponenten, Berechnung Hülsensteifigkeiten Verguß: radial: c r = π ⋅ l ⋅ ( E + G ) / ln(ra / ri ) , axial
c a = 2 ⋅ π ⋅ l ⋅ G / ln(ra / ri ) , l: Hülselänge; ri, ra: Innen-, Außenradius, E, G: Elastizitäts-, Schubmodul
Tabelle F.2: Masse- und Steifigkeitsverteilung der Variante 2
Anhang F
F-3
Ersatzsteifigkeiten für analytische Modellbetrachtungen
Ersatzsteifigkeiten, aktiver Systembetrieb, vgl. Bild 6.52
cH1 = cH1,a + 3⋅cH5,a 2) cH2 = cH2,a + 3⋅cH5,a 2)
cH3 = cH3,a + 3⋅cH6,a 2)
Ersatzsteifigkeiten, passiver axialer Startlastfall, vgl. Bild 6.56
c1 = cH1,a + cI + 3cH5,a c2 = cH2,a + cI + 3cH5,a
c3 = cH3,a + cII + 3cH6,a
Ersatzsteifigkeiten, passiver radialer Startlastfall, vgl. Bild 6.57
c1 = cH5,r + cI,r + cH1,r c2 = cH5,r + cI,r + cH2,r
c3 = cH6,r + cII,r + cH3,r
cH4 = cH4,a + 3⋅cH6,a
2)
c4 = cH4,a + cII + 3cH6,a
c4 = cH6,r + cII,r + cH4,r
Tabelle F.3: Ersatzsteifigkeitsverteilung der Variante 2
Kräfte an den Verbindungsstellen des adaptiven Vibrationskompensators, Systemvariante 2
FV
700 N Vorspannkraft
axialer Startlastfall – maximale Bauteilbelastung
Ebene I
Fges(cI),I
1327 N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren I in der Ebene I
Fges(cH5,a),I
4
N Gesamtkraft an den Vergußelementen zw. Akt. I und Pos. 5 (Ebene I)
Fges(cH1,a),I
9
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 5 und Pos. 11 (Ebene I)
Ebene II
Fges(cI),II
1272 N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren I in der Ebene II
Fges(cH5,a),II
4
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Akt. I und Pos. 7 (Ebene II)
Fges(cH2,a),II
13
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 5 und Pos. 7 (Ebene II)
Ebene III
Fges(cII),III
1190 N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren II in der Ebene III
Fges(cH6,a),III
12
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Akt. II und Pos. 8 (Ebene III)
Fges(cH3,a),III
33
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 7 und Pos. 8 (Ebene III)
Ebene IV
FFa,max.
802 N max. axiale Federkraft, wirksam im aktiven Systembetrieb mit l0=180µm
radialer Startlastfall
Ebene I
F(cI,r),I
56
N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren I in der Ebene I
F(cH5,r),I
22
N Gesamtkraft an den Vergußelementen zw. Akt. I und Pos. 5 (Ebene I)
F(cH1,r),I
51
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 5 und Pos. 11 (Ebene I)
Ebene II
F(cI,r),II
28
N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren I in der Ebene II
F (cH5,r),II
11
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Akt. I und Pos. 7 (Ebene II)
F(cH2,r),II
39
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 5 und Pos. 7 (Ebene II)
Ebene III
F(cII,r),III
2
N Gesamtkraft an den drei Aktuatoren II in der Ebene III
F(cH6,r),III
7
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Akt. II und Pos. 8 (Ebene III)
F(cH3,r),III
17
N Gesamtkraft an den Vergußel. zw. Pos. 7 und Pos. 8 (Ebene III)
Ebene IV
FFa
534 N radiale Federkraft bei Worst-Case-Belastung nur eines Federschenkels
Tabelle F.4: Kraftverteilung der Variante 2 in den Verbindungsstellen als Basis für die FEM
Lebenslauf
Lebenslauf
Persönliche Daten
Vor- und Zuname
Geburtsdatum, -ort:
Familienstand:
Staatsangehörigkeit:
Tobias Melz
09.07.1968, Hildesheim
verheiratet
deutsch
Berufspraxis
seit 01.08.2001
01.05.1996 –
31.07.2001
Leitung der Abteilung ‚Zuverlässigkeit aktiver Systeme’ in der Fraunhofer
Gesellschaft, Institut für Betriebsfestigkeit LBF, Darmstadt
Wissenschaftlicher Mitarbeiter im Deutschen Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V. (DLR) Braunschweig, Institut für Strukturmechanik, Organisationseinheit Adaptronik (Center of Excellence)
Tätigkeit: Entwicklung Adaptiver Struktursysteme, u.a.
- Entwicklung adaptiver Reflektoren für die Raumfahrt
- Konzeptionierung adaptiver Systeme zur Verformung von Rotorblättern
zur Minderung von Dynamic Stall Effekten,
- Bewertung adaptiver Strukturtechnologie i.d. Raumfahrt im Rahmen des
ESA-Projekts ‚Sensor, Actuator & Interface Technology‘
- Entwicklung eines adaptiv verformbaren Windkanalmodells
Studium
1989 – 1996
1987 – 1988
Technische Universität Braunschweig, Maschinenbau, Luft- und Raumfahrttechnik, Diplom 16.04.1996
Auslandsstudium, Campbell University, NC, USA, Mathematik, Amerikanische Geschichte und Politik
Studien- und Diplomarbeiten
Diplom
theoretisch / exp.
Konstrukt: Entwurf
Projektierung einer adaptiven Antenne für Weltraumbedingungen
Num. / experimentelle Analyse des Tragverhaltens einer Sitzschale
Aufbau und Inbetriebnahme einer Hochtemperaturprüfanlage zur thermomechanischen Charakterisierung von faserverstärktem Glas und Konstruktion
einer geeigneten Probenaufnahme
Wehrdienst
1988 – 1989
Radargestützter Tieffliegermelde- und Leitdienst, Luftwaffe Goslar
Schulausbildung
1978 – 1987
1974 – 1978
Gymnasium Himmelsthür, Abitur 26.05.1987
Grundschule Himmelsthür
Endnoten
Endnoten
1
Auch wenn mit US-amerikanischen Shuttle (STS) und der ISS die Möglichkeit der Wartung praktisch demonstriert
werden konnte, muß diese zumindest für erdfern plazierte Satelliten wie dem NGST als technisch und finanziell zu
aufwendig bewertet werden.
2
In der Astronomie werden die niederfrequent arbeitende Systeme mit f < 0.1 Hz als aktive, darüber als adaptive
optische Systeme klassifiziert [ 29.].
3
In der Vergangenheit gab es eine größere Anzahl von Satellitenmissionen, bei denen eine deutliche Interaktion von
dynamischer Störung und verkoppelter Struktur zu unerwartet stark reduzierter Systemeffizienz und sogar zum Verlust
der Mission führten. Ein gut bekanntes Beispiel stellt der Manipulatorarm des Shuttles dar, bei dessen Nutzung die
Hälfte der Betriebszeit durch Wartephasen verbraucht wird, um niederfrequente Schwingungen nach betriebsbedingter
Anregung wieder abklingen zu lassen. Daneben wurden in jüngeren Missionen ähnliche, deutlich systembeeinträchtigende modale Interaktionen von Ausleger- und Reststruktur festgestellt. Beispiele sind das HST und der UARS. Bei
LEOSAT wirkte das Treibstoffschwappen destabilisierend auf das Lageregelungsystem, starke thermische Gradienten
führten zu erheblichen Störungen durch thermisch bedingte, schlagartige Strukturverformungen (‘thermal snaps‘) bei
den Satelliten Landsat, Voyager, OGO IV, Explorer XX und Aloute I. Bei DMSP, OVI-10, OGO III und Mariner 10
regte der Betrieb des AOCS Auslegerstrukturen und Solarzellenträger zu beträchtlichen Schwingungen an. Dadurch
wurde Mariner 10 fast verloren. Typischerweise werden diese Probleme erst nach Inbetriebnahme des Satelliten im
Orbit erkannt. Dann bietet die konventionelle Technologie i.d.R. keine Möglichkeiten zur Problem- und Schadensbekämpfung.
4
Die Annahmen beziehen sich auf die Nuzung siliziumbasierter Solarzellen mit einem Zellenwirkungsgrad von ca.
11%. In der Terrestrik werden bereits Solarzellen mit höherem Wirkungsgrad eingesetzt, diese sind jedoch deutlich
schwerer. Der Wirkungsgrad der photovoltaischen Energiegewinnung unter Vernachlässigung der Zwischenspeiche-
ηPV = ηZelle⋅ηEnergieverarbeitung = 0.11⋅0.9. Für die solardynamische Energiegewinnung wird der Einsatz einer
Brayton Gasturbine mit einem Wirkungsgrad von 40% angenommen. Der Gesamtwirkungsgrad beträgt hier ηSD =
ηKollektor⋅ηReceiver⋅ηBrayton⋅ηEnergieverarbeitung = 0.9⋅0.9⋅0.4⋅0.95. [ 109.].
rung beträgt
5
Üblicherweise werden NiCd-Batterien mit einem Wirkungsgrad von
ηNiCd = 70...80% als Energiespeicher eingesetzt.
ηNiH2 = 75...80% und ηNaS = 85% auf. Eine solardynamisches System besitzt einen Wirkungsgrad der Energiespeicherung von bis zu ηSD,Speicher = 95%.
Alternative Systeme weisen
6
Wie der Leiter der NASA, Dan Goldin, in [ 100.] die Philosophie der Raumfahrtverantwortlichen zitierend zusammenfaßte, wird neue Technologie klassisch erst dann eingesetzt, wenn ihre Qualifikation im Flugeinsatz praktisch nachgewiesen wurde!
7
Die Strukturbelastung am Boden muß bei der Systemauslegung primär für Festigkeitsbetrachtungen berücksichtigt
werden. Adaptronische Maßnahmen sind sinnvoll für die Fertigungsoptimierung, z.B. Begrenzung der Fertigungstoleranzen und Korrekturmaßnahmen (s.o).
8
Die Mikrogravitationsumgebung einer Struktur führt infolge ungleichmäßiger Massenverteilungen und lokal unterschiedlichen Strukturbelastung zu direkten Strukturverformungen. Weiterhin werden große Strukturen mit niedrigen
Eigenfrequenzen angefacht, wodurch indirekte Strukturdeformationen an entfernten Strukturen wirksam werden.
Typische Störquellen sind die Reibung an der Erdatmosphäre, der Solardruck, die nicht konstante planetare Gravitation
sowie der Betrieb von Motoren und Triebwerken.
9
Unter der Mikrogravitation wird nicht eine um den Faktor 106 reduzierte Gravitation verstanden, sondern lediglich ein
reduzierter Gravitationszustand mit deutlich besser als 1⋅g0 [ 109.].
10
LISA soll die Existenz von Gravitationswellen nach der Einsteinschen Theorie verifizieren. Dazu müssen Referenzmassekörper sehr breitbandig von Störungen isoliert werden, so daß deren Auslenkung auf einen Gravitationseinfluß
zurückgeführt werden kann, s. [ 5.].
11
Ein repräsentatives Beispiel für Störungen durch thermal snaps ist die Anfachung der niederen Eigenfrequenzen der
Solarzellen beim HST bei 0.1..0.5 Hz. Diese resultierten in störenden Vibrationen am Teleskop. Bei einer Reparatur-
Endnoten
mission wurde in die thermische Isolation verbessert.
12
Typische Koeffizienten liegen im Maschinenbau bei ξ ≈ 0.01 ... 0.02 .
13
Als Sonderfall bei der Betrachtung sensibler Komponenten kann die natürliche Umgebung diese empfindlichen Systeme direkt erregen und sie darüber hinaus als Störquelle für verkoppelte Strukturen wirksam werden lassen. Dies ist
Systemen wie Solarzellen oder normaler Auslegerstrukturen anders, da diese nie als sensibles System wirksam werden.
Wird hingegen ein optischer Reflektor bei Eintritt in den Erdschatten einer thermischen Schockbelastung ausgesetzt,
wird er dynamisch erregt und verformt. Zusätzlich breitet sich die Störenergie von hier ausgehend über die Satellitenstruktur aus, so daß eine ‚indirekte‘ Erregung weiterer Strukturen resultiert. Adaptive Kontrollmaßnahmen können
somit je nach Anforderung die direkten Störauswirkungen oder die Wirkung als Störquelle bekämpfen.
14
Andererseits können z.B. glasfaseroptische EFPI-Sensoren in einem weiten thermischen Bereich störungsfrei arbeiten
[ 131.].
15
Weitere Probleme sind ungesicherte Alterungscharakteristika beider Flüssigkeiten, benötigte hohe Ansteuerleistungen
und das Auftreten vieler Störeffekte der ERFs. Bei MRFs müssen die komplexe Auslegung der magnetischen Ansteuerung mit erhöhtem Gewicht für Spulen, etc. betrachtet werden [ 135.], [ 136.], [ 104.].
16
Dieser Grundsatz ist natürlich nur solange zu befolgen, wie dies technisch sinnvoll ist. Ziel des Grundsatzes ist, die
sehr hohen Anforderungen an die technische Zuverlässigkeit von Raumfahrtsystemen möglichst kostengünstig zu
erfüllen. Daher ist eine bewährte, flugerprobte Technologie nur dann zu ersetzen, sofern die neue, noch zu qualifizierende Technologie entscheidende Vorteile mit sich bringt oder die Anforderungen fest und mit der bewährten Technologie nicht zu verwirklichen sind. Es gilt zu beachten, daß eine entsprechende Entwicklung mit nachfolgender Qualifikation der Einsatztauglichkeit einer neuen Technologie generell unerläßlich und grundlegend sehr viel aufwendiger
ist, als der missionsspezifische Nachweis der Qualifikation einer schon flugerprobten Technologie. Dieser Aspekt ist
besonders ökonomisch geprägt.
17
Ausnahmen nach sehr starker radioaktiver Bestrahlung sind bekannt.
18
Bestimmte harte piezokeramische Werkstoffe können bipolar mit hohen Steuerfeldern betrieben werden. Dies ist
jedoch der Ausnahmefall.
19
z.B. α = 0...0.5⋅10-6 1/K für Ferroperm ES 91 für T = -50...+50°C [ 110.]
20
Dieses Verhalten diente als Entscheidungsgrundlage für die Selektion von Elektrostriktoren für die erste HSTReparaturmission zur aktiven, quasistatischen Korrektur einer sphärischen Aberration eines optischen Spiegels. In der
thermisch stabilen Umgebung des Teleskopes konnten Elektrostriktoren ohne Implematation eines geschlossenen
Regelkreises betrieben werden, s. [ 5.].
21
Magnetostriktoren: w ≈ 14...25 kJ/m3, Piezoelektrika: w ≈ 1...1.3 kJ/m3 [ 142.], [ 143.], [ 135.]
22
An dieser Stelle wird auf die temperaturstabilen Invar- und Superinvar-Legierungen mit hohem Nickelanteil verwiesen, deren natürliche Wärmeausdehnung durch eine immanente, der Wärmedehnung entgegengerichtete Magnetostriktion reduziert wird und in Gesamtausdehnungskoeffizienten von 1.1...1.6⋅10-6 1/K und 0.7⋅10-6 1/K für Superinvar
resultieren.
23
Entsprechende Forschungen werden beim DLR im Rahmen des nationalen Leitprojektes ADIF zur Realisierung eines
Windkanalmodells mit formveränderlicher Profilgeometrie auf der Basis von FGL durchgeführt.
24 Freie Auslenkung des Aktuators; hier wird für einen Vergleich mit FGL die Dehnungsinduktion des Aktuators über
eine Ansteuerung in Vorzugsrichtung, also der 33-Effekt nach nachfolgender Diskussion, betrachtet.
25 Bei Annahme eines Steuerfeldes von E = 20kV/mm.
26 Dehnung an der Oberseite des Trägerbalkens für z = hB nach Anhang B.
27
28
Diese Dehnungen resultieren aus den sehr hohen elektrischen Feldern, mit den PVDF angesteuert werden können.
z.B. Rückverformung über die Struktursteifigkeit, Einsatz mehrerer seriell geschalteter, invers trainierter FGLAktuatoren, etc.
Endnoten
29
Akronym PZT ursprünglich geschützt durch die Clevite Corporation
30
Das molare Verhältnis der B4+-Kationen, für PZT-Keramiken also das Verhältnis von Zr/Ti, bestimmt die Gitterform
der Elementarzellen unterhalb der Curietemperatur. Ab einem bestimmten Zr-Anteil geht die Zelle in technisch uninteressantes ein orthorhomboedrisches Gitter über [ 154.].
31
Der Polungsprozeß wird mit materialspezifisch unterschiedlich optimalen Parametern für die elektrische Feldstärke,
die Temperatur und die Einwirkdauer des Polungsfeldes vorgenommen.
32
Durch eine kontinuierliche Alterung wird die remanente Polarisation in der Praxis abgebaut.
33
Für technische piezokeramische Materialien liegt EC bei Werten von 500...800 V/mm [ 157.] [ 158.]. Die Werte
schwanken stark in Abhängigkeit der keramischen Zusammensetzung.
34
Typisch werden Dehnungsmeßstreifen auf die Dehnungsaktuatoren appliziert. Alternativ können für eine erhöhte
Temperaturstabilität sowie erhöhte Auflösungen glasfaseroptische Systeme nach Kapitel 2.3.4 eingesetzt werden. Über
die sensorische Auflösung hinausgehend begrenzt nur die Qualität der Elektronik der Sensoren und Aktuatoren sowie
der Regelungstechnik die aktuatorische Aufösung.
35
Solange keine bleibende Materialschädigung eintritt, dies z.B. durch elektrische Verbrennungen infolge von Kurzschlüssen, Rißbildungen, o.ä., kann der piezoelektrische Effekt durch einen erneuten Polungsprozeß des Materials nach
Kapitel 4.2 wiederhergestellt werden.
36
In diesem Fall kann der piezokeramische Aktuatorbetrieb nur unter Vakuumbedingungen verifiziert werden. Aus
Kostengründen stellen ausgasarme Isolationsschichten einen sinnvollen Kompromiß dar.
37
s. Materialkennwerte im Anhang
38
Nach US-Normatmosphäre entsprechen diese Drücke einem Höhenbereich von 29...79 km.
39
In der Konstruktion müssen z.B. Ausgasbohrungen und Gaskanälen sowohl im Wandler als auch der umgebenden
Struktur vorgesehen werden, um das unvermeidbare Restausgasen zu ermöglichen.
40
Nach Bild 4.12 läßt sich die mechanische Arbeit errechnen zu Wmech.,α = 1/2⋅FB,i⋅li.
41
Dies ist natürlich in aller Regel nicht sinnvoll, da für einen typischen aktuatorischen Betrieb eine kontinuierliche
Kraft-Dehnungserzeugung gemäß einer regelungstechnisch geforderten Funktion gewünscht wird. Darüber hinaus kann
eine sprunghafte kapazitive Entladung zu kritischen Trägheitskräften in der Keramik führen, die die Lebensdauer der
Aktuatorik deutlich reduzieren kann.
42
Diese Aussage gilt qualitativ für Systeme mit reduzierter Schichtdicke. Bei NV-Systemen, die als Multilayer nach
Schichtung der Schichten gesintert werden, werden aus fertigungstechnischen Gründen im Vergleich zu diskret
gestapelt HV-Systemen weniger nichtkeramische Schichten wirksam.
43
dies besonders mit der US-amerikanischen “faster, cheaper, better“-Philosophie der NASA
44
Der Joule-Thompson-Effekt, die irreversible Abkühlung realer Gase bei adiabater Drosselung und Verflüssigung,
wird auch in Kryostaten genutzt. Bei Verwendung von Helium als Kühlmedium können Temperaturen bis unter 4 K
erreicht werden. Der entscheidende Nachteil dieser Systeme ist deren große Masse und Volumen. Diese verbieten den
Einsatz in Kleinsatellitenmissionen.
45
Das SDI-Projekt wurde in der Clinton-Amtsperiode in das Ballistic Missile Defense (BMD) Programm umbenannt.
Das Brilliant Eyes Programm zielt auf die Entwicklung einer neuen Generation von Aufklärungssatelliten.
46
resultierend aus Entwicklungsaufwand, erhöhten fertigungstechnischen Forderungen, Bedarf der Systemqualifikation
neuer Kühlertechnologie, Transportkosten bei erwartungsgemäß steigendem Gewicht und Volumen
47
48
FRANGIBOLT®-System nach Tabelle 2.5.
In der Zeichnung ist ein alternatives Stirlingkühlsystem eingezeichnet. Beim Betrieb treten reduzierte axiale
Vibrationen auf, jedoch werden zusätzlich störende laterale und rotatorische Komponenten wirksam. Da auch die
Betriebsfrequenz dieses Kühlers nicht konstant gehalten wird, ist die Umsetzung entsprechenden vibrationsmindernden
Systems hier deutlich aufwendiger.
Endnoten
49
Über thermische Interfaces wird während der Kühlung freigesetzte Wärme über Wärmeleitungen an entfernte
Radiatoren weitergeleitet und von dort in den Weltraum abgestrahlt.
50
Durch Verwendung von gerollten im Gegensatz zu geschnittenen Gewinden wird die Gefahr der Anrißgefahr durch
Kerbwirkung minimiert. Damit besitzen gerollte Gewinde höhere Festigkeiten.
51
Ein Korrosionschutz mit Beschichtungen auf Kadmium- oder Zinkbasis (Kathodisierung) sind in der Raumfahrt
aufgrund deren starker Sublimation im Vakuum generell unzulässig. Für hochfeste Verbindungselemente ab
Festigkeitsklasse 10.9 werden aufgrund der Gefahr der Wasserstoffversprödung keine galvanisch abgeschiedenen,
metallischen Schutzschichten aufgetragen. Entsprechend wird für die adaptive Kompensationsstruktur für die
hochfesten Normteile auf eine Beschichtung verzichtet.
λCuBe > 115 W/(mK), αBe ≈ 17.0⋅10-6 /K, λTi > 15 W/(mK), αTi ≈ 8.4⋅10-6 /K, λEdelstahl > 15 W/(mK),
αEdelstahl ≈ 16.0⋅10-6 /K
52
53
Der Stirling-Kühler wurde für diese Prüfung nicht eingesetzt, da er eine begrenzte Lebensdauer besitzt und für
parallele Flugversuche benötigt wurde. Die Systemerregung kann über den Shaker gut nachgebildet werden.
54
Es gilt zu beachten, daß konventionelle, ‚störarme‘ Kryokühler deutlich höhere Störungen als die adaptiv beruhigte
Struktur induzieren. Dieser Vergleich ist folglich zu relativieren.
55
z.B. einstufiger Ball Aerospace Stirling-Kühler SB160 mit Elektronik E100.
56
Eine Massenänderung durch das Federgelenk wird vernachlässigt.
57
In Variante 0 und 1 wurde durch die Anordnung des Aktuators mit dem linksseitig liegenden Fußstück mehr als die
halbe aktuatorische Eigenmasse beschleunigt.
58
Voraussetzung ist, daß die infolge des asymmetrischen aktiven Betriebs resultierenden Momente an der verkoppelten
Sensorik unkritisch bleiben. Theoretisch besteht das Potential, Störmomente durch eine geeignete Aktuatoransteuerung
in den nachfolgenden Ebenen zu kompensieren, dies stellt jedoch keinen Bestandteil dieser Arbeit dar.
59
Definition: Versagen des Kühlsystems, wenn zur Kühlung auf 80 K mit 1.5 W Kühlleistung die Eingangsleistung auf
über 55 W ansteigt.
60
Mit einer vergrößerten Kapazität zur Speicherung der Meßdaten besteht die Möglichkeit, mehrere Meßperioden vom
Typ I durch Typ II zu ersetzen. Die Erweiterung des Systems um eine weitere NiH2-Zelle würde unter Berücksichtigung der zulässigen Entladetiefe eine zusätzliche Energie von durchschnittlich 15 Wh verfügbar machen.

vibration shaker

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