JP2016051402A

JP2016051402A - サーボアクチュエータの制御システム

Info

Publication number: JP2016051402A
Application number: JP2014177478A
Authority: JP
Inventors: 佐藤　浩介; Kosuke Sato; 浩介佐藤; 真吾矢野; Shingo Yano; 基靖竹内; Motoyasu Takeuchi
Original assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd; KYB Corp
Current assignee: Mitsubishi Heavy Industries Ltd; KYB Corp
Priority date: 2014-09-01
Filing date: 2014-09-01
Publication date: 2016-04-11
Anticipated expiration: 2034-09-01
Also published as: JP6389706B2

Abstract

【課題】リミットサイクル振動を抑制すること。【解決手段】負荷１を駆動するアクチュエータ５と、アクチュエータ５を駆動する駆動部７と、駆動部７にアクチュエータ５を駆動するための制御信号を出力するコントローラ１０と、を備え、コントローラ１０は、指令信号と位置検出器５６からの出力信号との偏差を演算する減算器３１と、リミットサイクル振動周波数付近で位相を進める特性を有する動的補償器３４と、を備え、駆動部７は、減算器３１によって減算された偏差を前記特性にて処理した動的補償器３４の出力に基づいて演算される制御信号にて駆動する。【選択図】図２

Description

本発明は、サーボアクチュエータの制御システムに関するものである。

特許文献１には、バルブスプールを有した直接駆動型の電油圧サーボバルブと、バルブスプールの変位に応じて変位するピストンを有した油圧アクチュエータと、を備えるサーボ制御システムが開示されている。

特開２０００−１９４４２０号公報

特許文献１に記載のサーボ制御システムでは、電油圧サーボバルブと油圧アクチュエータとの間のヒステリシスやフリクションによる非線形特性に起因してリミットサイクル振動が発生するおそれがある。

本発明は、上記の問題点に鑑みてなされたものであり、リミットサイクル振動を抑制することを目的とする。

本発明は、ピストンロッドを有し、前記ピストンロッドで負荷を駆動するアクチュエータと、前記アクチュエータを駆動する駆動部と、前記駆動部に前記アクチュエータを駆動するための制御信号を出力するコントローラと、を備えるサーボアクチュエータの制御システムであって、前記コントローラは、前記ピストンロッドを変位させるための指令信号と前記ピストンロッドの変位に対応するフィードバック信号との偏差を演算する減算器と、リミットサイクル振動周波数付近で位相を進める特性を有する動的補償器と、を備え、前記駆動部は、前記減算器によって減算された前記偏差を前記特性にて処理した前記動的補償器の出力に基づいて演算される前記制御信号にて駆動することを特徴とする。

本発明によれば、指令信号と流体圧アクチュエータのピストンロッドの変位に対応するフィードバック信号との偏差を処理する動的補償器を備え、その動的補償器はリミットサイクル振動周波数付近で位相を進める特性を有するため、リミットサイクル振動を抑制することができる。

本発明の実施形態に係るサーボアクチュエータの制御システムを示す構成図である。本発明の実施形態に係るサーボアクチュエータの制御システムを示すブロック図である。（Ａ）は比較例の流体圧アクチュエータのピストンロッドのリミットサイクル振動を示す図であり、（Ｂ）は比較例のサーボバルブのスプールのリミットサイクル振動を示す図であり、（Ｃ）は比較例の駆動電流のリミットサイクル振動を示す図である。（Ａ）は動的補償器Ｈ_a（Ｓ）のゲイン特性図であり、（Ｂ）は動的補償器Ｈ_a（Ｓ）の位相特性図である。動的補償器によってリミットサイクル振動が抑制されたことを示す図である。

以下、図面を参照して、本発明の実施形態に係るサーボアクチュエータ１００の制御システムについて説明する。

まず、図１を参照して、サーボアクチュエータ１００の構成について説明する。

サーボアクチュエータ１００は負荷の駆動を制御するものである。本実施形態では、負荷が航空機の舵面１である場合について説明する。舵面１は、機体２の姿勢を変化させるための可動部であり、機体２にヒンジ２３を介して連結される。

サーボアクチュエータ１００は、基体としての機体２に取り付けられ舵面１を駆動するアクチュエータとしての油圧アクチュエータ５と、油圧アクチュエータ５に作動油（作動流体）を供給する流体圧供給源としての油圧ポンプ６と、油圧ポンプ６から油圧アクチュエータ５に対する作動油の給排を制御して油圧アクチュエータ５を駆動する駆動部としてのサーボバルブ７と、サーボバルブ７のスプール８を駆動するフォースモータ９と、サーボバルブ７のフォースモータ９に油圧アクチュエータ５を駆動するための制御信号を出力するコントローラ１０と、を備える。

油圧アクチュエータ５は、シリンダ５１と、シリンダ５１内に進退自在に挿入されたピストンロッド５２と、を備える両ロッドタイプのものである。シリンダ５１は、シリンダヘッド５３を介して機体２に固定される。ピストンロッド５２の一端は、シリンダヘッド５３に摺動自在に支持され、他端はシリンダ５１の外部へと延在し舵面１に連結される。シリンダ５１は、内部にピストンロッド５２によって区画された２つの油室５４，５５を有する。

サーボバルブ７のスプール８は、一端にフォースモータ９が設けられ、他端にスプリング１２が設けられる。スプール８は、コントローラ１０からフォースモータ９の電磁コイル１１に制御信号としての駆動電流ｉ_vが供給されることによって駆動力が付与され、スプリング１２の付勢力に抗して移動する。

サーボバルブ７は、油圧ポンプ６に連通するポンプポート７１と、タンク４に連通するタンクポート７２ａ，７２ｂと、を有する。スプール８の変位に応じて、ポンプポート７１と油室５４が連通すると共に、タンクポート７２ａと油室５５が連通した場合には（図１に示す状態）、油圧ポンプ６から油室５４に流量ｑ₁の作動油が供給され、油圧アクチュエータ５のピストンロッド５２は油室５４が拡張する方向（図１中右方向）に変位する。一方、スプール８を図１に示す状態からさらに右方向に移動させることで、ポンプポート７１と油室５５が連通すると共に、タンクポート７２ｂと油室５４が連通する。これにより、油圧ポンプ６から油室５５に流量ｑ₂の作動油が供給され、油圧アクチュエータ５のピストンロッド５２は油室５５が拡張する方向（図１中左方向）に変位する。このように、油圧アクチュエータ５は、前記サーボバルブ７のスプール８の変位に応じて２つの油室５４，５５の一方に作動油が供給されることによって変位する。

サーボバルブ７には、スプール８の変位を検出する位置検出器７３が設けられる。位置検出器７３によって検出されたスプール８の変位Ｘ_vはコントローラ１０に入力される。また、油圧アクチュエータ５には、ピストンロッド５２の変位を検出する位置検出器５６が設けられる。位置検出器５６によって検出されたピストンロッド５２の変位Ｘ_aはコントローラ１０に入力される。

次に、図２を参照して、コントローラ１０について説明する。

コントローラ１０は、機体２の操縦系統用の上位コントローラから出力される指令信号ｒと油圧アクチュエータ５のピストンロッド５２の変位Ｘ_aに対応するフィードバック信号である位置検出器５６からの出力信号との偏差ｅを演算する第１減算器３１と、第１減算器３１から出力された出力信号に基づく信号とサーボバルブ７のスプール８の変位Ｘ_vに対応するフィードバック信号である位置検出器７３からの出力信号との偏差を演算する第２減算器３２と、を備える。コントローラ１０は、第１減算器３１にて演算された偏差ｅがゼロとなるように、サーボバルブ７に設けられる電磁コイル１１に出力する駆動電流ｉ_vを制御する。

第１減算器３１と第２減算器３２の間、つまり、第１減算器３１の後段には、乗算器３３と動的補償器３４が直列に設けられる。乗算器３３では、第１減算器３１にて演算された偏差ｅに予め設定された定数Ｋａが乗算される。このように、第２減算器３２は、動的補償器３４から出力された出力信号とサーボバルブ７のスプール８の変位に対応するフィードバック信号との偏差を演算するものである。動的補償器３４については後に詳述する。

第２減算器３２の後段には、乗算器３５、補償器３６、及電流アンプ３７が直列に設けられる。乗算器３５では、第２減算器３２にて演算された偏差に予め設定された定数Ｋ_vが乗算される。補償器３６は、サーボバルブ７の制御性の改善を図るものである。電流アンプ３７は、補償器３６からの出力信号に基づき、電磁コイル１１に供給する駆動電流ｉ_vを調整する。

次に、図３〜５を参照して、動的補償器３４について説明する。図３は動的補償器３４を備えない比較例の制御システムの制御状態を示し、図５は本実施形態の制御システムの制御状態を示す。具体的には、図３及び５の（Ａ）は油圧アクチュエータ５のピストンロッド５２の変位量の時間変化を示すものであり、図３及び５の（Ｂ）はサーボバルブ７のスプール８の変位量の時間変化を示すものであり、図３及び５の（Ｃ）は駆動電流ｉ_vの時間変化を示す図である。

動的補償器３４を備えないサーボアクチュエータでは、油圧アクチュエータとサーボバルブとの間のヒステリシスやフリクションによる非線形特性に起因して位相が遅れ、図３（Ａ）及び（Ｂ）に示すように、ピストンロッド及びスプールにリミットサイクル振動が発生するおそれがある。ピストンロッド及びスプールにリミットサイクル振動が発生した場合には、図３（Ｃ）に示すように、電流アンプから電磁コイルに供給される駆動電流ｉ_vにもリミットサイクル振動が発生する。このようにリミットサイクル振動が発生した場合には、コントローラによる制御が安定しない。図３では、ピストンロッド、スプール、及び駆動電流ｉ_vに周波数ｆαのリミットサイクル振動が発生している状態を例示する。なお、図３（Ａ）では縦軸のスケールの関係上、振動が明確に示されていない。

この対策として、本実施形態では、第１減算器３１の後段に、図４（Ａ）及び（Ｂ）に示すようにリミットサイクル振動周波数ｆα付近で位相を進める特性を有する動的補償器３４が設けられる。なお、図４（Ａ）の横軸は周波数、縦軸はゲインである。図４（Ｂ）の横軸は周波数、縦軸は位相である。このような特性を有する動的補償器３４によって第１減算器３１にて減算された偏差を処理することによって、リミットサイクル振動周波数ｆα付近で位相が強制的に進められるため、油圧アクチュエータ５とサーボバルブ７との間のヒステリシスやフリクションに起因する位相の遅れを補償することができる。したがって、図５（Ａ）〜（Ｃ）に示すように、リミットサイクル振動を抑制することができる。

例えば、動的補償器３４はノッチフィルタで構成され、その伝達関数Ｈ_a（ｓ）は次式（１）にて表わされる。

ｓ：ラプラス演算子
ω_n：固有周波数
ζ_n：減衰係数

動的補償器３４の特性は、ω_nによって位相極大点の周波数がリミットサイクル振動周波数ｆα付近になるように設定され、ζ_nによって位相の進み度合が設定される。つまり、ω_nとζ_nを設定することによって、動的補償器３４の特性は、リミットサイクル振動周波数ｆα付近で位相を進めるように調整される。なお、ω_nの単位はｒａｄ／ｓであり、ω_n／２πの単位はＨｚとなる。

動的補償器３４の特性の具体的な設定方法としては、サーボアクチュエータ１００にリミットサイクル振動が発生した場合には、そのリミットサイクル振動の周波数を特定し、その特定した周波数付近の位相を進めるためにω_nとζ_nを調整する。そして、調整によって決定したω_nとζ_nをコントローラ１０に設定する。

以上に示す実施形態によれば以下に示す効果を奏する。

第１減算器３１の後段に、リミットサイクル振動周波数付近で位相を進める特性を有する動的補償器３４が設けられるため、油圧アクチュエータ５とサーボバルブ７との間のヒステリシスやフリクションによる位相の遅れを補償することができる。したがって、リミットサイクル振動を抑制することができ、安定した制御が実現される。

以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。

例えば、上記実施形態では、アクチュエータが油圧アクチュエータ５である場合について説明した。これに代わり、アクチュエータを電動アクチュエータにて構成するようにしてもよい。電動アクチュエータは、駆動部としての電動モータを有し、コントローラ１０から電動モータに出力される制御信号によって駆動する。

また、サーボバルブ７は、動的補償器３４の出力に基づいて演算される制御信号に応じて駆動するものであり、動的補償器３４と電流アンプ３７の間に設けられる第２減算器３２、乗算器３５、及び補償器３６は本発明の必須の構成ではない。

１００サーボアクチュエータ
１舵面
２機体
５油圧アクチュエータ（流体圧アクチュエータ）
７サーボバルブ
８スプール
９フォースモータ（駆動部）
１０コントローラ
３１第１減算器
３４動的補償器
５２ピストンロッド
５６ピストンロッド５２の位置検出器
７３スプール８の位置検出器

Claims

ピストンロッドを有し、前記ピストンロッドで負荷を駆動するアクチュエータと、
前記アクチュエータを駆動する駆動部と、
前記駆動部に前記アクチュエータを駆動するための制御信号を出力するコントローラと、
を備えるサーボアクチュエータの制御システムであって、
前記コントローラは、
前記ピストンロッドを変位させるための指令信号と前記ピストンロッドの変位に対応するフィードバック信号との偏差を演算する減算器と、
リミットサイクル振動周波数付近で位相を進める特性を有する動的補償器と、を備え、
前記駆動部は、前記減算器によって減算された前記偏差を前記特性にて処理した前記動的補償器の出力に基づいて演算される前記制御信号にて駆動することを特徴とするサーボアクチュエータの制御システム。
前記動的補償器の伝達関数Ｈ_a（ｓ）は次式（１）にて表わされ、前記動的補償器の特性は、ω_nによって位相極大点の周波数がリミットサイクル振動周波数付近になるように設定され、ζ_nによって位相の進み度合が設定されることを特徴とする請求項１に記載のサーボアクチュエータの制御システム。

ｓ：ラプラス演算子
ω_n：固有周波数
ζ_n：減衰係数
前記駆動部は、前記制御信号に応じて駆動して前記アクチュエータに対する作動流体の給排を制御するサーボバルブであり、
前記アクチュエータは、前記ピストンロッドによって区画された２つの流体圧室を有し、前記サーボバルブのスプールの変位に応じて２つの前記流体圧室の一方に作動流体が供給されることによって変位する流体圧アクチュエータであることを特徴とする請求項１又は２に記載のサーボアクチュエータの制御システム。
前記動的補償器から出力された出力信号と前記サーボバルブの前記スプールの変位に対応するフィードバック信号との偏差を演算する第２減算器をさらに備え、
前記サーボバルブは、前記第２減算器の出力に基づいて演算される前記制御信号にて駆動することを特徴とする請求項３に記載のサーボアクチュエータの制御システム。
前記アクチュエータは、前記駆動部としての電動モータを有する電動アクチュエータであることを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載のサーボアクチュエータの制御システム。