JP4784451B2 - エンジンベンチシステムの制御方法とその装置 - Google Patents

Description

本発明は、エンジンベンチシステムの制御方法とその装置に係り、特に直接制御ゲインを求める制御方法と装置に関するものである。

供試エンジンと動力吸収体としての動力計を結合シャフトにより連結し、動力計をインバータにより制御するよう構成されたエンジンベンチシステムにおいては、トルク設定値と検出トルク値との偏差を演算部においてＰＩＤ演算を実行し、その演算結果をもとに速度やトルクの制御を行っている。ＰＩＤ制御されるエンジンベンチシステムでは、エンジンが発生する脈動トルクにより結合シャフトの共振破壊を起こす虞れがある。そこで、共振抑制を必要とするエンジンベンチシステムの軸トルクの制御方法として、ロバスト制御設計理論の一つであるμ設計法を用いた軸トルク制御方法が特許文献１によって公知となっている。

特許文献１では、動力計のトルク指令値から動力計トルクへの伝達関数と、エンジントルク又は動力トルクからエンジン速度、軸トルク、又は動力計速度への伝達関数に対して、コントローラはμ設計法を基に構成し、構造化特異値μを用いて各摂動に対してロバスト安定、及びロバスト性能の条件とした伝達関数を持つ構成としている。そして、μ設計法における外乱入力は軸トルクや動力計速度検出信号にし、制御量はトルク偏差、エンジン負荷トルク指令値とし、摂動項はエンジン慣性モーメント、軸ばね定数としている。
特開２００３−１４９０８５号公報

特許文献１のものは、μ設計法を基に構成したコントローラによって軸トルク又はエンジン負荷トルク制御を行っているため、エンジンの各種特性の計測が安定して、且つ高速に得られる利点を有している。

しかし、この文献のものは、大きく分けて（１）制御対象のモデル化、（２）重み関数の決定という２つの作業が必要となり、そのうちの重み関数の決定には試行錯誤を要し時間がかかる問題を有している。システムの制御仕様によってはμ設計法を用いなくともよい仕様があり、そのような仕様に対するＰＩＤ制御的な方式で共振抑制効果を持つ軸トルク制御方法が要望されている。

本発明が目的とするところは、重み関数を調整することなく直接制御ゲインの算出が可能な制御方法と装置を提供することにある。

本発明の請求項１は、エンジンと動力計を結合シャフトにて連結し、この結合シャフトの軸トルク、エンジンの角速度及び動力計角速度を検出し、各検出された測定値と軸トルク指令値との演算に基づきインバータを介して動力計を制御するよう構成したエンジンベンチシステムにおいて、
前記インバータに対する動力計トルク制御信号T2を演算する制御器は、次式に基づくことを特徴としたものである。

T2＝(Ki/s)＊(T12r−T12)−(Kp＋s＊Kd)／(a2＊s＊s+a1＊s+1)＊T12
ただし、Ki：積分係数、T12r：軸トルク指令値、T12：軸トルク検出値、Kp：比例係数、Kd：微分係数、a1、a2：フィルタ係数
本発明の請求項２は、前記結合シャフトに非線形ばね特性を有するエンジンベンチシステムでは、前記軸トルク値に基づく非線形ばね特性の共振周波数に対する結合シャフト剛性を求めてから前記動力計トルク制御信号T2を演算することを特徴としたものである。

本発明の請求項３は、エンジンと動力計を結合シャフトにて連結し、この結合シャフトの軸トルク、エンジンの角速度及び動力計角速度を検出し、各検出された測定値と軸トルク指令値との演算に基づきインバータを介して動力計を制御するよう構成したエンジンベンチシステムにおいて、
前記インバータを制御する制御器は、検出された軸トルク値に基づき捩れトルク−共振周波数を表すテーブル作成手段と、このテーブル作成手段によって求められた共振周波数に対する結合シャフトばね剛性演算部と、算出された結合シャフトのばね剛性値を用いて積分係数、比例係数、微分係数、a2及び a1の各係数を演算する重み係数演算部と、前記軸トルク指令値と軸トルク値との差信号を、重み係数演算部で算出された積分係数を用いて演算する積分要素部と、前記軸トルク値を重み係数演算部で算出された係数を用いて比例・微分要素を演算する比例・微分要素部と、積分要素部の出力と比例・微分要素部との差信号を演算する手段を備えたことを特徴としたものである。

以上のとおり、本発明によれば、エンジンベンチシステムの制御において、直接制御ゲインを決定することが可能となるので、従来のように重み係数の調整をすることなく、容易に共振抑制効果を持つ制御ゲインを求めることが可能となるものである。
また、共振周波数が変化する非線形のエンジンベンチシステムに対しても、各共振点が抑制される効果を有するものである

本発明の具体的な説明に先立って、根拠となる技術について説明する。
一般にエンジンベンチシステムの機械系構成は２慣性系以上の多慣性系機械系モデルとして表現されるが、本発明では２慣性系と近似できるようなエンジンベンチシステムを対象としている。図１はその２慣性の機械系モデルを示したものである。

２慣性系機械モデルの運動方程式は、J1：エンジン慣性モーメント、J2：動力計慣性モーメント、K12：結合シャフトばね剛性、T12：結合シャフト捩れトルク（軸トルク）、w1：エンジン角速度、w2：動力計角速度、T2：動力計トルクとし、ラプラス演算子をｓとすると、（１）〜（３）式となる。

ここで、（１）〜（３）式をw1、w2及び T12について解くことにより、(４)
式となる。

本発明では、軸トルクT12の指令値をT12rとして表して、動力計トルクT2を(５)式の演算に基づいて制御するものである。

ここで、(４)式と(５)式をまとめて、T12、 T2について解くと（６）式となる。

ただし、Kiは積分係数、Kpは比例係数、Kd微分係数、a1、a2はフィルタ係数である。（６）式の分母多項式は５次式であり、定数項J1＊J2＊Kiで分母多項式を割り、定数項を１にした式の１次〜５次の係数は、Ki、 Kp、Kd、 a2、 a1に関して独立になっている。したがって、（６）式の分母多項式が
１＋c1＊s+c2＊s＾２＋ｃ3＊ｓ＾3＋c4＊ｓ＾4＋c5＊＾5になるように係数比較を行うと（７）〜（１１）式となって、それぞれの係数Ki、 Kp、Kd、 a2、 a1を決定すればよい。

本発明の第１の実施例は、図１のようにモデル化されて（１）〜（３）式のように表現される２慣性系近似のエンジンベンチシステムにおいて、先ず共振周波数ｗｃ（rad／ｓ）を（１）〜（３）式より１２式のようにして求める。
Ｋ１２＝Ｊ１＊Ｊ２＊ｗｃ＾２／（Ｊ１＋Ｊ２）……（１２）
次に、適切なダンピング特性を持つ５次の多項式を選択する。例えば、全ての極がダンピング係数１となる二項係数型として、
１／（ｓ＋１）５＝１／（（１＋（５＊ｓ）＋（１０＊ｓ＾２）＋（１０＊ｓ＾３）＋（５＊ｓ＾４）＋ｓ＾５））
と振動要素のない特性を求め、ｓをｓ／ｗｃで置き換えて、その係数をｃ１〜
ｃ５とする。

二項計数型では、ｃ１＝５／ｗｃ、ｃ２＝１０／ｗｃ、ｃ３＝１０／ｗｃ＾３、ｃ４＝５／ｗｃ＾４、ｃ５＝１／ｗｃ＾５となる。求めた係数ｃ１〜ｃ５に対して、（７）〜（１１）式に従い（５）式で示されるＰＩＤ型制御器のパラメータKi、 Kp、Kd、 a2、 a1を決定する。

図４は、従来におけるエンジンベンチシステムの特性図を示したものである。この図は、過去の実機による設計値からJ1＝0.2、K12＝1500、J2＝0.7の場合のT2→T12のボード線図で、この場合のエンジンベンチシステムでは約１５Hzに共振周波数を持ち、また、動力計トルク指令T2から軸トルク検出T12までの定常ゲイン（低域でのゲイン）も約−１３ｄＢになっている。

図３は、本発明の実施例１に基づいて計測されたエンジンベンチシステムの特性図を示したものである。すなわち、（７）〜（１１）式に基づいて算出したKi、 Kp、Kd、 a2、 a1の各ゲインを（５）式に従って直接制御ゲインを求めた場合の軸トルク指令値T12rから軸トルク検出T12のボード線図である。

図３と図４との比較から明らかなように、図４では１５Hz付近に共振周波数を持ち、且つ０Hz付近での定常(低域)ゲインにおいては略−１３ｄＢとなっている。これに対して図３で示す本発明の場合では、図４のような共振周波数はなく、また、低域でのゲインは０ｄＢとなっている。

したがって、実施例１によれば、エンジンベンチシステムのＰＩＤ型制御器では直接制御ゲインを決定することが可能となるので、従来のように重み係数の調整をすることなく、容易に共振抑制効果を持つ制御ゲインを求めることが可能となるものである。

図２は、結合シャフト部にクラッチのような非線形ばねを有する場合の軸トルク制御系制御器の構成図を示したものである。１は供試機であるエンジン、２は動力計で、エンジン１と動力計２とは結合シャフト３によって直結されている。４は捩れトルク検出部、５はテーブル作成手段で、捩れトルク−共振周波数の関係を表すテーブルT12fを作成する。６は結合シャフトばね剛性演算部、７は重み係数演算部で前述した（７）〜（１１）式に基づいて各係数Ki、 Kp、Kd、 a2、 a1を演算する。８，１１は加算部、９は積分要素部、１０は比例・微分要素部である。

ばね剛性値が捩れ角により変化するような非線形ばねの場合、予め何らかの手段によってテーブルT12fを作成する。このテーブルはテーブル作成手段５によって作成されるもので、例えば、非線形ばねの特性が判明している場合には計算により求められ、また、特性が不明の場合には捩れトルクがある値になっているときの共振周波数を実測するなどの手段によってテーブルT12fを作成する。
図５はそのような手段により作成された特性図で、（ａ）は捩れ角−捩れトルク特性図、（ｂ）は捩れトルク−クラッチ剛性（ばね定数）特性図、（ｃ）捩れトルク−共振周波数特性図の例をそれぞれ示したものである。

結合シャフトばね剛性演算部６は、テーブル作成手段５で求めた共振周波数 ｗｃ（rad／ｓ）に対して（１２）式により結合シャフトばね剛性K12を求める。

重み係数演算部７は、（７）〜（１１）式に基づいて各係数Ki、 Kp、Kd、 a2、 a1を演算し、算出値は積分要素部９及び比例・微分要素部１０の演算時の重み係数として出力される。すなわち、積分要素部９には、加算部８において求められた軸トルク指令値T12rと捩れトルク検出値T12との偏差値が入力され、重み係数演算部７で算出された係数Kiを用いて積分演算が実行される。

また、比例・微分要素部１０には、捩れトルク検出値T12が入力され、重み係数演算部７で算出された各係数を用いて比例・微分演算が実行される。積分要素部９の出力と比例・微分要素部１０の出力はそれぞれ加算部１１に出力され、この加算部１１において両者の偏差が求められる。この偏差値が（５）式による動力計２のトルク指令T2となる。

第２の実施例によれば、図４で示すボード線図の共振周波数が軸トルクの大きさにより変化するシステムにおいても、図２のようにして絶えず共振周波数に適応した(５)式のゲインパラメータKi、 Kp、Kd、 a2、 a1が選択されるため、共振周波数が変化する非線形のエンジンベンチシステムに対しても、各共振点が図３のように抑制される効果を有するものである。

本発明が適用されるエンジンベンチシステムの２慣性系モデル図。 本発明の軸トルク制御系制御器の構成図。 本発明による軸トルク指令から軸トルク検出のボード線図。 従来の軸トルク指令から軸トルク検出のボード線図。 テーブル作成手段による特性図で、(a)は捩れ角−捩れトルク特性、（ｂ）は捩れトルク−クラッチ剛性特性、（ｃ）は捩れトルク−共振周波数特性。

符号の説明

１… エンジン
２… 動力計
３… 結合シャフト
４… 捩れトルク検出部
５… テーブル作成手段
６… 結合シャフトばね剛性演算部
７… 重み係数演算部
８、１１… 加算部
９… 積分要素部
１０… 比例・微分要素部

Claims (3)

1. エンジンと動力計を結合シャフトにて連結し、この結合シャフトの軸トルク、エンジンの角速度及び動力計角速度を検出し、各検出された測定値と軸トルク指令値との演算に基づきインバータを介して動力計を制御するよう構成したエンジンベンチシステムにおいて、
   前記インバータに対する動力計トルク制御信号T2を演算する制御器は、次式に基づくことを特徴としたエンジンベンチシステムの制御方法。
   T2＝(Ki/s)＊(T12r−T12)−(Kp＋s＊Kd)／(a2＊s＊s+a1＊s+1)＊T12
   ただし、Ki：積分係数、T12r：軸トルク指令値、T12：軸トルク検出値、Kp：比例係数、Kd：微分係数、a1、a2：フィルタ係数
2. 前記結合シャフトに非線形ばね特性を有するエンジンベンチシステムでは、前記軸トルク値に基づく非線形ばね特性の共振周波数に対する結合シャフト剛性を求めてから前記動力計トルク制御信号T2を演算することを特徴とした請求項１記載のエンジンベンチシステムの制御方法。
3. エンジンと動力計を結合シャフトにて連結し、この結合シャフトの軸トルク、エンジンの角速度及び動力計角速度を検出し、各検出された測定値と軸トルク指令値との演算に基づきインバータを介して動力計を制御するよう構成したエンジンベンチシステムにおいて、
   前記インバータを制御する制御器は、検出された軸トルク値に基づき捩れトルク−共振周波数を表すテーブル作成手段と、このテーブル作成手段によって求められた共振周波数に対する結合シャフトばね剛性演算部と、算出された結合シャフトのばね剛性値を用いて積分係数、比例係数、微分係数、a2及び a1の各係数を演算する重み係数演算部と、前記軸トルク指令値と軸トルク値との差信号を、重み係数演算部で算出された積分係数を用いて演算する積分要素部と、前記軸トルク値を重み係数演算部で算出された係数を用いて比例・微分要素を演算する比例・微分要素部と、積分要素部の出力と比例・微分要素部との差信号を演算する手段を備えたことを特徴としたエンジンベンチシステムの制御装置。

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