JP5441944B2 - Motor control device - Google Patents

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本発明は、モータ制御装置に関する。   The present invention relates to a motor control device.
剛性の低い産業用機械装置において、モータにより産業用機械装置の位置決め駆動が行われると、機械共振などに起因して停止時に残留振動が発生する場合がある。このような残留振動を抑制するために、モータを介して産業用機械装置を動作させるモータ制御装置は、動作目標値に応じて産業用機械装置の振動周波数(共振周波数)の信号成分が小さくなるように制御信号を演算し、産業用機械装置の制振制御を行う。モータ制御装置がこの制振制御を行うためには、産業用機械装置を含む制御系の振動周波数に応じた制振制御の制振パラメータが必要である。動作中に振動周波数が変化しない産業用機械装置に対しては、固定の制振パラメータをモータ制御装置に設定すれば、十分残留振動が抑制可能である。   In an industrial machine device with low rigidity, when the industrial machine device is positioned and driven by a motor, residual vibration may occur during stoppage due to mechanical resonance or the like. In order to suppress such residual vibration, a motor control device that operates an industrial machine device via a motor has a signal component of a vibration frequency (resonance frequency) of the industrial machine device that is reduced according to an operation target value. As described above, the control signal is calculated to control the vibration of the industrial machine. In order for the motor control device to perform the vibration suppression control, a vibration suppression parameter for the vibration suppression control according to the vibration frequency of the control system including the industrial machine device is necessary. For industrial machinery whose vibration frequency does not change during operation, residual vibration can be sufficiently suppressed by setting a fixed damping parameter in the motor controller.
一方、産業用機械装置の中には、直行ロボット、クレーンなどのように動作中に振動周波数が変化するものが存在する。このような産業用機械装置に対しては、固定の制振パラメータをモータ制御装置に設定しても、残留振動を抑制できない傾向にある。   On the other hand, some industrial mechanical devices, such as a direct robot and a crane, change the vibration frequency during operation. For such industrial machinery, there is a tendency that residual vibration cannot be suppressed even if a fixed damping parameter is set in the motor controller.
それに対して、特許文献1には、x軸用のモータによりアームをx軸方向に移動させるとともにz軸用のモータによりアーム先端の重量物をz軸方向に移動させることが可能な機械制御装置において、アーム及び重量物を含む制御対象の変化する振動周波数に応じて、パラメータ(ゲイン定数)を変更することが記載されている。具体的には、制御用データテーブルがスライド部からアーム先端の重量物までの距離についての位置情報を得て振動周波数の補正量に係る出力データを出力し、補正ブロックが制御用データテーブルの出力データから得られたパラメータ(ゲイン定数)を位置指令値の2階微分値に乗算して補正量を求めて加算器へ出力し、加算器がこの補正量を元の位置指令に加算する。これにより、特許文献1によれば、制御対象における移動する一部の構成部材の現在位置に応じた振動周波数等の変化を考慮して補正を行うので、所定位置まで移動させた制御対象を振動させずに停止させることができるとされている。   On the other hand, Patent Document 1 discloses a machine control device capable of moving an arm in the x-axis direction by an x-axis motor and moving a heavy object at the tip of the arm in the z-axis direction by a z-axis motor. Describes changing a parameter (gain constant) in accordance with a changing vibration frequency of an object to be controlled including an arm and a heavy object. Specifically, the control data table obtains position information about the distance from the slide portion to the heavy object at the end of the arm and outputs output data related to the vibration frequency correction amount, and the correction block outputs the control data table. A parameter (gain constant) obtained from the data is multiplied by the second derivative of the position command value to obtain a correction amount and output to the adder, and the adder adds this correction amount to the original position command. Thus, according to Patent Document 1, correction is performed in consideration of a change in vibration frequency or the like according to the current position of a part of the moving component in the control target, and thus the control target moved to a predetermined position is vibrated. It is said that it can be stopped without doing it.
また、特許文献2には、機械の位置制御装置において、機械を電動機と機械端とからなる2慣性共振系として模擬して電動機と機械端との理論速度偏差を求め、その理論速度偏差から補償トルクを演算し、位置指令に応じたトルク成分から補償トルクを減算して理論トルクを求め、理論トルクを用いて実位置及び実速度がそれぞれ理論位置及び理論速度に追従するようにトルク指令を制御することが記載されている。そして、機械のX軸駆動を行う際に、他軸位置であるY軸位置に応じて機械端慣性、補償トルク比例係数、補償トルク積分係数を逐次変更し、機械端速度を演算する際に用いる負荷慣性を変更後の機械端慣性で書き換え、補償トルクを演算する際に用いる比例係数及び積分係数を変更後の補償トルク比例係数及び補償トルク積分係数で書き換えるとされている。これにより、特許文献2によれば、Y軸位置の移動により機械系の特性が変化した場合でも、機械系の特性に合った最適な制御を得ることができるので、振動抑制性能が損なわれることなく高精度な位置制御を達成できるとされている。   In Patent Document 2, in a machine position control device, a machine is simulated as a two-inertia resonance system composed of an electric motor and a machine end to obtain a theoretical speed deviation between the electric motor and the machine end, and compensation is made from the theoretical speed deviation. Calculate the torque, subtract the compensation torque from the torque component according to the position command to obtain the theoretical torque, and use the theoretical torque to control the torque command so that the actual position and actual speed follow the theoretical position and theoretical speed, respectively. It is described to do. When the X-axis drive of the machine is performed, the machine end inertia, the compensation torque proportional coefficient, and the compensation torque integral coefficient are sequentially changed according to the Y axis position which is the other axis position, and used when calculating the machine end speed. The load inertia is rewritten with the machine end inertia after the change, and the proportionality coefficient and the integral coefficient used when calculating the compensation torque are rewritten with the compensation torque proportional coefficient and the compensation torque integration coefficient after the change. As a result, according to Patent Document 2, even when the mechanical system characteristics change due to the movement of the Y-axis position, optimal control suitable for the mechanical system characteristics can be obtained, so that the vibration suppression performance is impaired. It is said that highly accurate position control can be achieved.
特開2005−38311号公報JP 2005-38311 A 特開2004−70790号公報JP 2004-70790 A
特許文献1に記載された機械制御装置では、変化する機械の振動周波数に対応させながらパラメータ(ゲイン定数)を変化させて位置指令値の2階微分値に乗算することで、動作中に機械固有振動数が変化する制御対象に対しても振動を励起しないようにした指令生成法が実現されている。しかしながら、パラメータを変化する機械固有振動数に正確に対応させながら変化させるだけでは補正の精度が低く、振動抑制制御の精度が低い傾向にある。   In the machine control device described in Patent Document 1, the parameter (gain constant) is changed while corresponding to the changing vibration frequency of the machine, and the second order differential value of the position command value is multiplied. A command generation method is realized in which vibration is not excited even for a controlled object whose frequency changes. However, the accuracy of the correction tends to be low and the accuracy of the vibration suppression control tends to be low simply by changing the parameter while accurately corresponding to the machine natural frequency.
特許文献2に記載された位置制御装置では、機械系の変化に合わせて、2慣性共振系モデルにおける負荷慣性とねじり位置制御の比例ゲイン・積分ゲインとを可変にしている。このように変更するゲインがねじり位置制御のゲインのみであるため、機械系の特性の変化に合わせて、位置指令から理論位置・理論速度・理論トルクまでの特性が変化してしまい、振動抑制制御における追従特性の指定が難しい。追従特性を指定できない場合、振動抑制制御の精度を向上することが困難になる。   In the position control device described in Patent Document 2, the load inertia and the proportional gain and integral gain of torsional position control in the two-inertia resonance system model are made variable in accordance with changes in the mechanical system. Since the gain to be changed is only the torsional position control gain, the characteristics from the position command to the theoretical position / theoretical speed / theoretical torque change according to the changes in the mechanical system characteristics, resulting in vibration suppression control. It is difficult to specify the following characteristics. When the tracking characteristic cannot be specified, it is difficult to improve the accuracy of the vibration suppression control.
本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、動作中に振動特性が変化する制御対象に対する振動抑制制御の精度を向上できるモータ制御装置を得ることを目的とする。   The present invention has been made in view of the above, and an object of the present invention is to obtain a motor control device capable of improving the accuracy of vibration suppression control for a controlled object whose vibration characteristics change during operation.
上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明の1つの側面にかかるモータ制御装置は、モータ及び振動可能要素を有する制御対象の動作を制御するモータ制御装置であって、前記制御対象の動作を動作目標値に追従させるようにモデルトルクを生成する制御部と、前記モデルトルクに応じて前記モータに対するトルク指令を発生させる発生部とを備え、前記制御部は、前記制御対象の振動関連情報に応じて、前記制御対象の振動特性を表す振動パラメータを生成する生成部と、前記振動パラメータに応じて、前記制御対象の動特性を模擬した数式モデルを変更し、前記モデルトルクから前記変更された数式モデルにより、前記制御対象の動作状態を含むモデル変数を演算する第1の演算部と、前記モデル変数が一定の追従特性で前記動作目標値に追従するように、前記モデルパラメータと前記動作目標値から前記振動パラメータに応じて特性を変化させた演算により前記モデルトルクを演算する第2の演算部とを有することを特徴とする。   In order to solve the above-described problems and achieve the object, a motor control device according to one aspect of the present invention is a motor control device that controls an operation of a control target having a motor and a vibratable element, and the control A control unit that generates a model torque so that the target operation follows the target operation value; and a generation unit that generates a torque command for the motor in accordance with the model torque. According to vibration related information, a generator that generates a vibration parameter that represents the vibration characteristic of the control object, and a mathematical model that simulates the dynamic characteristic of the control object is changed according to the vibration parameter, and from the model torque A first computing unit that computes a model variable including the operation state of the controlled object by the modified mathematical model, A second calculating unit that calculates the model torque by calculating the characteristics of the model parameter and the operation target value according to the vibration parameter so as to follow the operation target value. .
本発明によれば、動作中に振動周波数が変化する制御対象に対して、動作目標値に対するモデルパラメータの追従特性が一定の特性になるように指定することができるので、容易に振動抑制制御の精度を向上できる。すなわち、動作中に振動特性が変化する制御対象に対する振動抑制制御の精度を向上できる。   According to the present invention, it is possible to specify that the tracking characteristic of the model parameter with respect to the operation target value is a constant characteristic for a control target whose vibration frequency changes during operation. Accuracy can be improved. That is, it is possible to improve the accuracy of vibration suppression control for a control object whose vibration characteristics change during operation.
図1は、実施の形態1にかかるモータ制御装置の構成を示す図である。FIG. 1 is a diagram illustrating a configuration of the motor control device according to the first embodiment. 図2は、実施の形態1における制御対象を示す図である。FIG. 2 is a diagram illustrating a control target in the first embodiment. 図3は、実施の形態1における制御対象を示す図である。FIG. 3 is a diagram illustrating a control target in the first embodiment. 図4は、実施の形態1における制御対象を示す図である。FIG. 4 is a diagram illustrating a control target in the first embodiment. 図5は、実施の形態1におけるモデル制御器の構成及び動作を示す図である。FIG. 5 is a diagram showing the configuration and operation of the model controller in the first embodiment. 図6は、実施の形態1における共振・反共振テーブルの構成を示す図である。FIG. 6 is a diagram showing a configuration of the resonance / antiresonance table in the first embodiment. 図7は、実施の形態1の変形例におけるモデル制御器の構成及び動作を示す図である。FIG. 7 is a diagram illustrating the configuration and operation of the model controller according to the modification of the first embodiment. 図8は、実施の形態2にかかるモータ制御装置の構成を示す図である。FIG. 8 is a diagram illustrating a configuration of the motor control device according to the second embodiment. 図9は、実施の形態2におけるモデル制御器の構成及び動作を示す図である。FIG. 9 is a diagram showing the configuration and operation of the model controller in the second embodiment. 図10は、実施の形態3にかかるモータ制御装置の構成及び動作を示す図である。FIG. 10 is a diagram illustrating a configuration and an operation of the motor control device according to the third embodiment. 図11は、実施の形態3におけるモデル制御器の構成及び動作を示す図である。FIG. 11 is a diagram illustrating the configuration and operation of the model controller according to the third embodiment. 図12は、実施の形態4におけるモデル制御器の構成及び動作を示す図である。FIG. 12 is a diagram illustrating the configuration and operation of the model controller according to the fourth embodiment.
以下に、本発明にかかるモータ制御装置の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施の形態によりこの発明が限定されるものではない。   Embodiments of a motor control device according to the present invention will be described below in detail with reference to the drawings. Note that the present invention is not limited to the embodiments.
実施の形態1.
実施の形態1にかかるモータ制御装置100の構成について図1を用いて説明する。図1は、実施の形態1にかかるモータ制御装置100の構成を示すブロック図である。
Embodiment 1 FIG.
The configuration of the motor control apparatus 100 according to the first embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 1 is a block diagram illustrating a configuration of a motor control device 100 according to the first embodiment.
モータ制御装置100は、駆動する制御対象1の位置目標値(動作目標値、位置指令)yrefを外部(例えば、図示しない上位コントローラ)から受けるとともに、検出器2(例えば、エンコーダ)により検出されたモータ1aの位置(例えば、モータ1a内におけるロータの回転位置又は可動子の駆動位置)を表すモータ位置検出値pを検出器2から受ける。また、モータ制御装置100は、制御対象1の振動特性に関連した制御対象1の状態を表すパラメータ変更信号(振動関連情報)MLを検出器3から受ける。振動関連情報とは、例えば振動可能要素のバネ定数のように制御対象1を駆動した際に発生する振動の振動周波数に影響を与える値を示す。モータ制御装置100は、パラメータ変更信号MLに応じた動作を行うとともに、モータ位置検出値pが位置目標値yrefへ追従するようにトルク指令τを発生させて電流制御器4へ出力する。これにより、電流制御器4がトルク指令τに応じた電流I(に依存した電力)を制御対象1内部にあるモータ1aへ供給するので、モータ1aは、トルク指令τに応じたモータトルクを発生して制御対象1内部にあるバネなどの弾性体もしくは柔軟物(振動可能要素)1b及び機械負荷1cを動作させる。 The motor control device 100 receives a position target value (operation target value, position command) y ref of the controlled object 1 to be driven from the outside (for example, a host controller (not shown)) and is detected by the detector 2 (for example, an encoder). A motor position detection value p M representing the position of the motor 1a (for example, the rotational position of the rotor or the driving position of the mover in the motor 1a) is received from the detector 2. In addition, the motor control device 100 receives from the detector 3 a parameter change signal (vibration related information) ML that represents the state of the control target 1 related to the vibration characteristics of the control target 1. The vibration-related information indicates a value that affects the vibration frequency of the vibration generated when the control object 1 is driven, such as the spring constant of the element capable of vibration. The motor control device 100 performs an operation according to the parameter change signal ML, generates a torque command τ M so that the motor position detection value p M follows the position target value y ref , and outputs it to the current controller 4. . Accordingly, since feeding to the motor 1a in the current I (electric power that depends on) corresponding current controller 4 to the torque command tau M inside the controlled object 1, the motor 1a is a motor torque corresponding to torque command tau M Is generated to operate an elastic body such as a spring or a flexible object (vibrable element) 1b and a mechanical load 1c in the controlled object 1.
具体的には、モータ制御装置100は、フィードフォワード制御部111、フィードバック制御部112、及びトルク加算器113を備える。フィードバック制御部112及びトルク加算器113はトルク指令τを発生させる発生部として機能する。 Specifically, the motor control device 100 includes a feedforward control unit 111, a feedback control unit 112, and a torque adder 113. Feedback control unit 112 and the torque adder 113 functions as a generator for generating a torque command tau M.
フィードフォワード制御部111は、位置目標値yrefを外部から受けるとともに、パラメータ変更信号MLを検出器3から受ける。検出器3は、例えば、アーム長検出器であり、z軸アーム1b1(図3参照)の長さをパラメータ変更信号(振動関連情報)MLとして検出する。あるいは、検出器3は、例えば、ロープ長検出器であり、ロープ1b2(図4参照)の長さをパラメータ変更信号(振動関連情報)MLとして検出する。フィードフォワード制御部111は、制御対象1の理想的な動作波形に対応したモデル位置p、モデル速度vをフィードバック制御部112へ出力し、モデルトルクτをトルク加算器113へ出力する。 The feedforward control unit 111 receives the position target value y ref from the outside and receives the parameter change signal ML from the detector 3. The detector 3 is an arm length detector, for example, and detects the length of the z-axis arm 1b1 (see FIG. 3) as a parameter change signal (vibration related information) ML. Alternatively, the detector 3 is, for example, a rope length detector, and detects the length of the rope 1b2 (see FIG. 4) as a parameter change signal (vibration related information) ML. Feedforward control unit 111, the model position corresponding to ideal operation waveforms of the controlled object 1 p a, and outputs the model speed v a to the feedback control unit 112, and outputs the model torque tau a to the torque adder 113.
フィードバック制御部112は、フィードフォワード制御部111から出力されたモデル位置p、モデル速度vを受けるとともに、検出器2からフィードバックされた制御対象1(モータ1a)のモータ位置検出値pを受けて、トルク加算器113へフィードバックトルクτを出力する。 Feedback control unit 112, the model position output from the feedforward controller 111 p a, with receiving the model speed v a, the motor position detection value p M of the detector 2 controls fed back from the object 1 (motor 1a) In response, the feedback torque τ B is output to the torque adder 113.
トルク加算器113は、フィードバックトルクτとモデルトルクτとの和をトルク指令τとして発生させて電流制御器4へ出力する。電流制御器4は、トルク加算器113から出力されたトルク指令τを受けて、トルク指令τと一致するモータトルクを実現する実電流I(に依存した電力)をモータ1aへ加える(供給する)。そして電流制御器4から出力された実電流Iをモータ1aに流すことにより、制御対象1内のバネなどの弾性体もしくは柔軟物(振動可能要素)1b及び機械負荷1cが駆動される。また、検出器2により、制御対象1内のモータ1aのモータ位置検出値pが検出される。 The torque adder 113 generates the sum of the feedback torque τ B and the model torque τ a as a torque command τ M and outputs it to the current controller 4. The current controller 4 receives the torque command τ M output from the torque adder 113, and adds the actual current I (depending on the electric current) that realizes the motor torque that matches the torque command τ M to the motor 1a (supply). To do). Then, by flowing the actual current I output from the current controller 4 to the motor 1a, an elastic body such as a spring or a flexible object (vibrable element) 1b and a mechanical load 1c in the controlled object 1 are driven. Further, the detector 2 detects the motor position detection value p M of the motor 1 a in the control target 1.
次に、フィードフォワード制御部111の内部構成の概略について説明する。フィードフォワード制御部111は、制振パラメータ決定部(生成部)123、制振パラメータフィルタ(第2の生成部)124、数式モデル(第1の演算部)121、及びモデル制御器(第2の演算部)122を有する。   Next, an outline of the internal configuration of the feedforward control unit 111 will be described. The feedforward control unit 111 includes a damping parameter determination unit (generation unit) 123, a damping parameter filter (second generation unit) 124, a mathematical model (first calculation unit) 121, and a model controller (second (Calculation unit) 122.
制振パラメータ決定部123は、パラメータ変更信号MLを受けて制振パラメータ信号θを生成する。すなわち、制振パラメータ決定部123は、パラメータ変更信号MLに基づき、制御対象1の現在の振動特性(例えば、共振周波数)を表す制振パラメータ信号(振動パラメータ)θを生成して制振パラメータフィルタ124、モデル制御器122、及び数式モデル121へ出力する。   The damping parameter determination unit 123 receives the parameter change signal ML and generates a damping parameter signal θ. That is, the vibration suppression parameter determination unit 123 generates a vibration suppression parameter signal (vibration parameter) θ representing the current vibration characteristic (for example, resonance frequency) of the control target 1 based on the parameter change signal ML, and controls the vibration suppression parameter filter. 124, the model controller 122, and the mathematical model 121.
制振パラメータフィルタ124は、制振パラメータ信号θからその時間変化量に応じた制振パラメータ変分信号θ’を生成する。すなわち、制振パラメータフィルタ124は、制振パラメータ信号θを受けて、制御対象1の振動特性変化を表す、すなわち制振パラメータ信号θの時間変化率に相当する制振パラメータ変分信号(第2の振動パラメータ)θ’を演算して、演算した結果をモデル制御器122及び数式モデル121へ出力する。   The vibration suppression parameter filter 124 generates a vibration suppression parameter variation signal θ ′ corresponding to the amount of time change from the vibration suppression parameter signal θ. That is, the vibration suppression parameter filter 124 receives the vibration suppression parameter signal θ and represents the vibration characteristic change of the control target 1, that is, the vibration suppression parameter variation signal corresponding to the time change rate of the vibration suppression parameter signal θ (second Vibration parameter) θ ′, and outputs the calculated result to the model controller 122 and the mathematical model 121.
数式モデル121は、制御対象1の動特性を模擬した数式モデルを用いてモデル出力を演算する。すなわち、数式モデル121は、制振パラメータ信号θを制振パラメータ決定部123から受け、制振パラメータ変分信号θ’を制振パラメータフィルタ124から受け、モデルトルクτをモデル制御器122から受ける。数式モデル121は、制御対象1の動特性を模擬した数式モデルを有しており(例えば、図2(b)参照)、制振パラメータ信号θ及び制振パラメータ変分信号θ’に応じて数式モデルを変更する。数式モデル121は、モデルトルクτから、変更後の数式モデルにより、モデル位置p、モデル速度v、内部変数x、モデル出力(モデル変数)yを演算する。そして、数式モデル121は、モデル位置p及びモデル速度vをモデル制御器122及びフィードバック制御部112へ供給し、内部変数x及びモデル出力yをモデル制御器122へ供給する。ここで、内部状態xは、例えばn次(nは1以上)の数値ベクトルである。また、モデル出力yは、制御対象1の動特性を模擬した数式モデルにおいて、動作目標値に追従させたい信号を表す。例えば、動作目標値が位置指令の場合は、モデル出力もモータ回転位置、機械位置など位置情報に関する信号、動作目標値が速度指令の場合は、モデル出力もモータ回転速度、機械速度など速度情報に関する信号を表す。 The mathematical model 121 calculates a model output using a mathematical model that simulates the dynamic characteristics of the controlled object 1. That is, the mathematical model 121 receives the damping parameter signal θ from the damping parameter determination unit 123, receives the damping parameter variation signal θ ′ from the damping parameter filter 124, and receives the model torque τ a from the model controller 122. . The mathematical model 121 has a mathematical model that simulates the dynamic characteristics of the controlled object 1 (see, for example, FIG. 2B). The mathematical model 121 corresponds to the damping parameter signal θ and the damping parameter variation signal θ ′. Change the model. Mathematical model 121, the model torque tau a, a mathematical model after the change, and calculates model position p a, model speed v a, the internal variable x a, model output (model variable) y a. The mathematical model 121 supplies the model position p a and model speed v a to the model controller 122, and a feedback control unit 112, supplies the internal variables x a and model output y a to the model controller 122. Here, the internal state x a is a numeric vector of e.g. n-th (n is 1 or higher). Further, the model output y a, in a mathematical model simulating the dynamic characteristic of the controlled object 1, representing the signal to be to follow the operation target value. For example, if the operation target value is a position command, the model output also relates to position information such as the motor rotation position and machine position. If the operation target value is a speed command, the model output also relates to speed information such as the motor rotation speed and machine speed. Represents a signal.
モデル制御器122は、最終的にはモデル出力yとモデル位置pとを位置目標値yrefに追従させる。すなわち、モデル制御器122は、位置目標値yrefを外部から受け、制振パラメータ信号θを制振パラメータ決定部123から受け、制振パラメータ変分信号θ’を制振パラメータフィルタ124から受け、モデル位置p、モデル速度v、内部状態x、モデル出力yを数式モデル121から受ける。モデル制御器122は、これらの入力の値を用いた状態フィードバックを行う。すなわち、モデル制御器122は、数式モデル121の各出力と、制振パラメータ信号θ及び制振パラメータ変分信号θ’に応じて変化するゲインとの乗算に基づき、数式モデル121のモデル位置pが制御対象1に振動を励起させず、かつ定常的にはモデル出力y及びモデル位置pが位置目標値yrefに一致するように、モデルトルクτを計算して出力する。 Model controller 122, eventually to follow the model output y a and model position p a to the position target value y ref. That is, the model controller 122 receives the position target value y ref from the outside, receives the damping parameter signal θ from the damping parameter determination unit 123, receives the damping parameter variation signal θ ′ from the damping parameter filter 124, receiving model position p a, model speed v a, the internal state x a, the model output y a from the mathematical expression model 121. The model controller 122 performs state feedback using the values of these inputs. That is, the model controller 122 multiplies each output of the mathematical model 121 by the gain that changes according to the damping parameter signal θ and the damping parameter variation signal θ ′, and the model position p a of the mathematical model 121. There does not excite vibration to the controlled object 1, and the steady as model output y a and model position p a is coincident to the position target value y ref, and outputs the calculated model torque tau a.
次にフィードバック制御部112の内部構成について説明する。フィードバック制御部112は、位置制御器132、速度演算器133、及び速度制御器131を有する。   Next, the internal configuration of the feedback control unit 112 will be described. The feedback control unit 112 includes a position controller 132, a speed calculator 133, and a speed controller 131.
位置制御器132は、フィードフォワード制御部111から出力されたモデル位置pを受けるとともに、検出器2からフィードバックされたモータ位置検出値pを受ける。位置制御器132は、モータ位置検出値pがモデル位置pに追従するように速度指令vを計算する。位置制御器132は、計算した速度指令vを速度制御器131へ出力する。例えば、位置制御器132が比例制御の場合、位置比例ゲインをKとして、式(1)の演算を行い、その結果を速度指令vとして出力する。 Position controller 132, along with receiving the model position p a output from the feedforward control unit 111 receives a fed back from the detector 2 motor position detection value p M. Position controller 132, the motor position detection value p M to calculate the speed command v u so as to follow the model position p a. The position controller 132 outputs the calculated speed command v u to the speed controller 131. For example, when the position controller 132 is in proportional control, the position proportional gain is set as K p , the calculation of Expression (1) is performed, and the result is output as the speed command v u .
=K(p−p)・・・(1) v u = K p (p a -p M) ··· (1)
速度演算器133は、検出器2より検出されたモータ位置検出値pを受ける。速度演算器133は、受けたモータ位置検出値pに対して差分やフィルタ処理等を行い、モータ速度演算値vを計算する。速度演算器133は、計算したモータ速度演算値vを速度制御器131へ出力する。 The speed calculator 133 receives the detected motor position value p M detected by the detector 2. Speed calculator 133 performs a difference and filtering processing on the received motor position detection value p M, calculates the motor speed calculation value v M. The speed calculator 133 outputs the calculated motor speed calculation value v M to the speed controller 131.
速度制御器131は、フィードフォワード制御部111から出力されたモデル速度vを受け、位置制御器132から出力された速度指令vを受け、速度演算器133から出力されたモータ速度演算値vを受ける。速度制御器131は、モータ速度演算値vをモデル速度vに追従させるように、すなわちモータ速度演算値vMがモデル速度vと速度指令vとの和に一致するように速度PI制御などの演算によりフィードバックトルクτを計算する。速度制御器131は、計算したフィードバックトルクτをトルク加算器113へ出力する。速度制御器131における計算処理の例として、式(2)のようにPI制御とフィルタとの組み合わせがある。ここでsはラプラス演算子、Kは速度比例ゲイン、Kは速度積分ゲインである。フィルタH(s)は速度制御器131の速度比例ゲイン、速度積分ゲインで決まる制御帯域よりも高い周波数において所定の周波数成分を除去するもので、ローパスフィルタやノッチフィルタと呼ばれるものを用いる。 Speed controller 131 receives the model velocity v a output from the feedforward controller 111 receives the speed command v u which is output from the position controller 132, a motor speed operation value output from the speed calculator 133 v Receive M. Speed controller 131, as to follow the motor speed calculation value v M in model speed v a, i.e. the speed PI as the motor speed calculation value v M is equal to the sum of the model speed v a and the speed command v u The feedback torque τ B is calculated by calculation such as control. The speed controller 131 outputs the calculated feedback torque τ B to the torque adder 113. As an example of calculation processing in the speed controller 131, there is a combination of PI control and a filter as shown in Expression (2). Here, s is a Laplace operator, Kv is a speed proportional gain, and Ki is a speed integral gain. The filter H (s) removes a predetermined frequency component at a frequency higher than the control band determined by the speed proportional gain and speed integral gain of the speed controller 131, and a so-called low-pass filter or notch filter is used.
τ=H(s)×K×((s+K)/s)×(v+v−v
・・・(2)
τ B = H (s) × K v × ((s + K i) / s) × (v u + v a -v M)
... (2)
これに応じて、トルク加算器113は、フィードバック制御部112で計算されたフィードバックトルクτとフィードフォワード制御部111で計算されたモデルトルクτaを加算し、トルク指令τを計算する。そして、トルク加算器113は、電流制御器4にトルク指令τを出力する。これにより、制御対象1にあるモータ1aを駆動し、モータ位置検出値pを位置目標値yrefに追従させ、制御対象1に所望の動作を行わせることになる。 In response to this, the torque adder 113 adds the feedback torque τ B calculated by the feedback control unit 112 and the model torque τ a calculated by the feedforward control unit 111 to calculate a torque command τ M. Then, the torque adder 113 outputs a torque command τ M to the current controller 4. Thus, by driving the motor 1a in the control object 1, the motor position detection value p M to follow the position target value y ref, thereby to perform the desired operation on the controlled object 1.
次に、フィードフォワード制御部111の動作について詳細に説明する。本実施の形態では、数式モデル121を、図2(a)に示すようにモータがバネを介して機械負荷を起動する2慣性系モデルで表すこととして説明する。また、本実施の形態では、バネのバネ係数が動作中に変化するとする。図2(a)に示す2慣性系モデルの運動方程式は、式(3)、(4)で表すことができる。   Next, the operation of the feedforward control unit 111 will be described in detail. In the present embodiment, the mathematical model 121 is described as being represented by a two-inertia system model in which a motor starts a mechanical load via a spring as shown in FIG. In this embodiment, it is assumed that the spring coefficient of the spring changes during operation. The equation of motion of the two-inertia system model shown in FIG. 2A can be expressed by equations (3) and (4).
×v(1) aM=−k×(paM−paL)+τaM・・・(3) J M × v (1) aM = -k m × (p aM -p aL) + τ aM ··· (3)
×v(1) aL=k×(paM−paL)・・・(4)
式(3)、(4)において、paMはモータ位置(例えば、モータ1a内におけるロータの回転位置又は可動子の駆動位置)、vaMはモータ速度(例えば、モータ1a内におけるロータの回転速度又は可動子の駆動速度)、paLは機械位置(機械負荷1cの位置)、vaLは機械速度(機械負荷1cの移動速度)、Jはモータ1aの慣性モーメント、Jは機械負荷1cの慣性モーメント、τaMはモータトルク(例えば、モータ1a内におけるロータ又は可動子に作用するトルク)、kはバネ定数を表す。このとき、式(5)、(6)に示す関係が成り立つ。
J L × v (1) aL = k m × (p aM -p aL) ··· (4)
In equations (3) and (4), paM is the motor position (for example, the rotational position of the rotor in the motor 1a or the driving position of the mover), and vaM is the motor speed (for example, the rotational speed of the rotor in the motor 1a). or the driving speed of the movable element), p aL machine position (machine load 1c position), v aL the moving speed of the machine speed (machine load 1c), the moment of inertia of J M is the motor 1a, J L is the machine load 1c moment of inertia, tau aM motor torque (e.g., torque acting on the rotor or armature of the motor 1a), k m represents the spring constant. At this time, the relationships shown in equations (5) and (6) are established.
aM=p(1) aM・・・(5) v aM = p (1) aM (5)
aL=p(1) aL・・・(6)
式(5)、(6)において、p(1) aLはpaLの時間に関する1階微分を表している。以後各記号の右上にある()内の数値は時間に関する微分の回数を表す。図2(b)には、図2(a)に示す2慣性系モデルに対応した数式モデル121の内部構成をブロック線図で示している。図2における記号の図1における記号との対応関係を説明すると、モータ位置paMがモデル位置p、モータ速度vaMがモデル速度v、モータトルクτaMがモデルトルクτ、機械位置paLがモデル出力y、機械速度vaLが内部変数xに相当する。また、本実施の形態では、k(バネ定数)は固定値ではなく動作中に変化し、それに応じて式(7)、(8)で表される2慣性系モデルの共振周波数ω、反共振周波数ωも動作中に変化する。
v aL = p (1) aL (6)
In Expressions (5) and (6), p (1) aL represents the first-order derivative with respect to time of paL . Thereafter, the numerical value in () at the upper right of each symbol represents the number of differentiations with respect to time. FIG. 2B shows a block diagram of the internal configuration of the mathematical model 121 corresponding to the two-inertia system model shown in FIG. To explain the correspondence between the symbols in FIG. 1 symbol in FIG. 2, the motor position p aM model position p a, the motor speed v aM model speed v a, motor torque tau aM model torque tau a, machine position p aL corresponds to the model output y a , and the machine speed v aL corresponds to the internal variable x a . Further, in the present embodiment, k m (spring constant) is changed during operation rather than a fixed value, equation (7) accordingly, the resonance frequency omega p of 2-inertia system model expressed by (8), anti-resonance frequency ω z also changes during operation.
ω=√(k×(1/J+1/J))・・・(7) ω p = √ (k m × (1 / J L + 1 / J M)) ··· (7)
ω=√(k/J)・・・(8)
なお、式(7)、(8)を用いて式(3)、(4)を書き直すと、次のようになる。
ω z = √ (k m / J L) ··· (8)
Note that rewriting equations (3) and (4) using equations (7) and (8) yields the following.
(1) aM=−J/(J+J)×ω ×(paM−paL
+1/J×τaM・・・(9)
v (1) aM = -J L / (J L + J M) × ω p 2 × (p aM -p aL)
+ 1 / J M × τ aM (9)
(1) aL=ω ×(paM−paL)・・・(10) v (1) aL = ω z 2 × (p aM -p aL) ··· (10)
つまり、数式モデル121は、後述する非線形補償器142からモータトルクτaMを受け、制振パラメータ決定部123から制振パラメータ信号θに相当する共振周波数ω及び反共振周波数ωを受ける。そして、数式モデル121は、式(5)、(6)、(9)、(10)を用いて、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを計算する。数式モデル121は、モータ位置paM及びモータ速度vをモデル制御器122及びフィードバック制御部112へ供給し、機械位置paL及び機械速度vaLをモデル制御器122へ供給する。 That is, the mathematical model 121 receives a motor torque τ aM from a nonlinear compensator 142 described later, and receives a resonance frequency ω p and an anti-resonance frequency ω z corresponding to the vibration suppression parameter signal θ from the vibration suppression parameter determination unit 123. Then, the mathematical model 121 calculates the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL using the formulas (5), (6), (9), and (10). Mathematical model 121 supplies the motor position p aM and the motor speed v a to the model controller 122 and feedback controller 112 supplies the mechanical position p aL and machine speed v aL to the model controller 122.
このようなバネ定数kが動作中に変化する2慣性系でモデル化ができる機械装置としては、例えば、図3(a)に示すようなz軸アーム1b1のアーム長が変化する直交2軸(x−y)ロボットや、図4に示すようなロープ1b2のロープ長が変化するクレーンなどが挙げられる。 Two orthogonal axes such spring constant k m is a mechanical device modeling can be a two-inertia system that changes during operation, for example, the arm length of the z-axis arm 1b1 as shown in FIG. 3 (a) is changed (Xy) A robot, a crane in which the rope length of the rope 1b2 as shown in FIG.
図3(a)に示す直交2軸(x−y)ロボットでは、x軸モータ1a1及びz軸モータ1a11によりそれぞれ2つのアームすなわちx軸アーム1d1及びz軸アーム1b1が駆動される。x軸アーム1d1をx軸方向に駆動させると、z軸アーム1b1全体がx軸方向へ移動する。また、z軸アーム1b1を駆動させるとz軸方向に負荷1c1が移動する構成になっている。このような直交2軸ロボットでは、x軸方向に負荷1c1を高速駆動させると振動が発生する。その振動特性を表したのが図3(b)、(c)のボード線図である。図3(b)、(c)のボード線図を見ると、z軸アーム1b1が短い場合と長い場合の両方において、ゲイン特性が山になっている共振特性と、ゲイン特性が谷になっている反共振特性とがあることがわかる。このような共振・反共振周波数の存在する機械の動特性は式(3)、(4)で表される2慣性系モデルを用いて表されることは既に良く知られている。なお、図3(b)、(c)のボード線図では、z軸アーム1b1の長さが短い場合のx軸方向のゲイン特性が破線で示され、z軸アーム1b1の長さが長い場合のx軸方向のゲイン特性が実線で示されている。   In the orthogonal two-axis (xy) robot shown in FIG. 3A, two arms, that is, an x-axis arm 1d1 and a z-axis arm 1b1, are driven by an x-axis motor 1a1 and a z-axis motor 1a11, respectively. When the x-axis arm 1d1 is driven in the x-axis direction, the entire z-axis arm 1b1 moves in the x-axis direction. Further, when the z-axis arm 1b1 is driven, the load 1c1 moves in the z-axis direction. In such an orthogonal two-axis robot, vibration is generated when the load 1c1 is driven at high speed in the x-axis direction. The vibration characteristics are shown in the Bode diagrams of FIGS. 3 (b) and 3 (c). 3B and 3C, when the z-axis arm 1b1 is short and long, the resonance characteristic having a peak gain characteristic and the gain characteristic having a trough are obtained. It can be seen that there are anti-resonance characteristics. It is already well known that the dynamic characteristics of a machine having such resonance and antiresonance frequencies are expressed using a two-inertia system model expressed by equations (3) and (4). In the Bode diagrams of FIGS. 3B and 3C, the gain characteristic in the x-axis direction when the length of the z-axis arm 1b1 is short is indicated by a broken line, and the length of the z-axis arm 1b1 is long. The gain characteristic in the x-axis direction is indicated by a solid line.
また、直交2軸ロボットの場合、図3(b)、(c)のボード線図に示されるように、負荷1c1をx軸方向に駆動させたときの振動周波数が、z軸方向のアーム長に依存する。図3(b)、(c)に示すような特性の場合、z軸アーム1b1のアーム長が長い場合は、x軸方向に駆動させたときの負荷1c1による振動周波数が低く、z軸アーム1b1のアーム長が短い場合は、x軸方向に駆動させたときの負荷1c1による振動周波数が高い。つまり、x軸アーム1d1及びz軸アーム1b1の両方を同時に駆動させた場合、負荷1c1による振動特性(共振、反共振特性)は時間により変化する。このように共振、反共振特性が時間により変化する場合、直交2軸ロボットの特性を、式(3)、(4)で表されるバネ定数kが時間変化する2慣性系モデルを用いて表すことが可能である。 In the case of an orthogonal two-axis robot, as shown in the board diagrams of FIGS. 3B and 3C, the vibration frequency when the load 1c1 is driven in the x-axis direction is the arm length in the z-axis direction. Depends on. 3B and 3C, when the arm length of the z-axis arm 1b1 is long, the vibration frequency due to the load 1c1 when driven in the x-axis direction is low, and the z-axis arm 1b1 When the arm length is short, the vibration frequency due to the load 1c1 when driven in the x-axis direction is high. That is, when both the x-axis arm 1d1 and the z-axis arm 1b1 are driven simultaneously, the vibration characteristics (resonance and anti-resonance characteristics) due to the load 1c1 change with time. Thus resonance, if the anti-resonance characteristics change with time, the properties of the orthogonal two-axis robot, the formula (3), using a two-inertia system model spring constant k m is changed time represented by (4) Can be represented.
図4で表されるロープ長が変化するクレーンの場合は、モータ1a2によりスライダ1d2を駆動させることでロープ1b2を介して負荷1c2が水平方向に移動し、ロープ1b2の巻き上げ、巻き下げにより負荷1c2が垂直方向に移動する。この場合、スライダ1d2による水平方向の駆動が上記の直交2軸ロボットにおけるx軸アーム1d1の駆動に対応し、ロープ1b2の巻き上げ及び巻き下げがz軸アーム1b1の駆動に対応する。すなわち、ロープ1b2の長さにより、スライダ1d2を駆動させたときの負荷1c2の振動周波数が異なる。このようにロープ1b2の長さにより振動周波数が異なるが、この場合も、式(3)、(4)で表されるバネ定数kが時間変化する2慣性系モデルで表すことが可能である。 In the case of a crane whose rope length is changed as shown in FIG. 4, the load 1c2 is moved in the horizontal direction via the rope 1b2 by driving the slider 1d2 by the motor 1a2, and the load 1c2 is lifted and lowered by the rope 1b2. Moves vertically. In this case, the horizontal drive by the slider 1d2 corresponds to the drive of the x-axis arm 1d1 in the orthogonal biaxial robot, and the winding and unwinding of the rope 1b2 corresponds to the driving of the z-axis arm 1b1. That is, the vibration frequency of the load 1c2 when the slider 1d2 is driven varies depending on the length of the rope 1b2. Although this way the vibration frequency varies by the length of the rope 1b2, also in this case, equation (3) can be represented by the two-inertia system model changes the spring constant k m is the time represented by (4) .
なお、ここで説明したものは数式モデル121の一例であり、数式モデル121の運動方程式又は動特性が式(3)、(4)または(5)、(6)、(9)、(10)に限定されるものではない。   In addition, what was demonstrated here is an example of the numerical formula model 121, and the equation of motion or dynamic characteristic of the numerical formula model 121 is Formula (3), (4) or (5), (6), (9), (10). It is not limited to.
次に、本実施の形態におけるモデル制御器122について図5を用いて詳細に説明する。図5は、モデル制御器122の構成及び動作を表すブロック線図である。   Next, the model controller 122 in the present embodiment will be described in detail with reference to FIG. FIG. 5 is a block diagram showing the configuration and operation of the model controller 122.
モデル制御器122は、状態フィードバック制御器(第3の演算部)141及び非線形補償器(補償部)142を有する。状態フィードバック制御器141は、位置目標値yref、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを受けて、仮想入力uaMを生成して非線形補償器142へ供給する。非線形補償器142は、仮想入力uaM、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを受けて、モータトルクτaMを演算して出力する。次にこれらの動作について詳細に説明する。 The model controller 122 includes a state feedback controller (third arithmetic unit) 141 and a nonlinear compensator (compensator) 142. The state feedback controller 141 receives the position target value y ref , the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL , generates a virtual input u aM and supplies it to the nonlinear compensator 142. To do. The nonlinear compensator 142 receives the virtual input u aM , the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL and calculates and outputs the motor torque τ aM . Next, these operations will be described in detail.
非線形補償器142は、仮想入力uaM、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、及び機械速度vaLを受けて、数式モデル121に存在する非線形特性を補償し、仮想入力uaMから機械位置paLまでの伝達特性が線形特性となるように下記の式(11)を用いて、モータトルクτaMを演算する。ここで図示していないが、共振周波数ω、反共振周波数ωは、制振パラメータ決定部123から入力させる制振パラメータθに相当し、共振周波数ω、反共振周波数ωの1階微分ω(1) 、ω(1) と2階微分ω(2) 、ω(2) とは、制振パラメータフィルタ124から入力される制振パラメータ変分信号θ’に相当する。 The non-linear compensator 142 receives the virtual input u aM , the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL , compensates for the non-linear characteristics existing in the mathematical model 121, and performs the virtual input u The motor torque τ aM is calculated using the following equation (11) so that the transfer characteristic from aM to the machine position paL becomes a linear characteristic. Although not shown here, the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z correspond to the vibration suppression parameter θ input from the vibration suppression parameter determination unit 123, and the first floor of the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z . The differentials ω (1) p , ω (1) z and the second-order derivatives ω (2) p , ω (2) z correspond to the damping parameter variation signal θ ′ input from the damping parameter filter 124. .
τaM=J/ω ×uaM
+J×{ω −2×ω(2) /ω−2×(ω(1) /ω
×(paM−paL
−4×J×(ω(1) /ω)×(vaM−vaL)・・・(11)
τ aM = J M / ω z 2 × u aM
+ J M × {ω p 2 −2 × ω (2) p / ω p −2 × (ω (1) p / ω p ) 2 }
X ( paM- paL )
-4 × J M × (ω ( 1) p / ω p) × (v aM -v aL) ··· (11)
状態フィードバック制御器141は、位置目標値yref及び機械位置paLを受けて、フィードフォワード制御部111が所定の特性となるように仮想入力uaMを計算し、非線形補償器142へ出力する。本実施の形態においては、状態フィードバック制御器141が、下記の式(12)に示される状態フィードバック制御則を用いて仮想入力uaMを計算する。そして、状態フィードバック制御器141は、計算した仮想入力uaMを非線形補償器142へ供給する。式(12)において、K、K、K、Kは状態フィードバックゲインであり、状態フィードバック制御器141は、これらの値を調整することによりフィードフォワード制御部111の追従特性を決定する。 The state feedback controller 141 receives the position target value y ref and the machine position paL , calculates a virtual input u aM so that the feedforward control unit 111 has a predetermined characteristic, and outputs the virtual input u aM to the nonlinear compensator 142. In the present embodiment, the state feedback controller 141 calculates a virtual input u aM using a state feedback control law expressed by the following equation (12). Then, the state feedback controller 141 supplies the calculated virtual input u aM to the nonlinear compensator 142. In Expression (12), K 1 , K 2 , K 3 , and K 4 are state feedback gains, and the state feedback controller 141 determines the following characteristic of the feedforward control unit 111 by adjusting these values. .
aM=K×K×K×K×(yref−paL
−K×K×K×p(1) aL
−K×K×p(2) aL
−K×p(3) aL・・・(12)
u aM = K 1 × K 2 × K 3 × K 4 × (y ref −pa L )
-K 2 × K 3 × K 4 × p (1) aL
−K 3 × K 4 × p (2) aL
−K 4 × p (3) aL (12)
上記の説明に基づき、フィードフォワード制御部111全体の動作を説明すると以下の通りになる。   Based on the above description, the overall operation of the feedforward control unit 111 will be described as follows.
状態フィードバック制御器141は、位置目標値yrefと、機械位置paLの現在値(初期値)とを受けて、仮想入力uaMを式(12)により計算する。そして計算した仮想入力uaMを非線形補償器142へ供給する。 The state feedback controller 141 receives the position target value y ref and the current value (initial value) of the machine position p aL and calculates a virtual input u aM according to Expression (12). Then, the calculated virtual input u aM is supplied to the nonlinear compensator 142.
非線形補償器142は、機械位置paL、機械速度vaL、モータ位置paM、モータ速度vaM、及び状態フィードバック制御器141で計算された仮想入力uaMを受けて、式(11)を用いてモータトルクτaMを計算する。このとき、共振周波数ω、反共振周波数ωとそれらの微分ω(1) 、ω(1) 、ω(2) 、ω(2) は、それぞれ制振パラメータ決定部123、制振パラメータフィルタ124から出力された値を用いる。これらの値が可変パラメータとなる。そして、非線形補償器142は、計算したモータトルクτaMを数式モデル121へ出力する。 The nonlinear compensator 142 receives the machine position p aL , the machine speed v aL , the motor position p aM , the motor speed v aM , and the virtual input u aM calculated by the state feedback controller 141, and uses the equation (11). The motor torque τ aM is calculated. At this time, the resonance frequency ω p , the anti-resonance frequency ω z and their differentials ω (1) p , ω (1) z , ω (2) p , ω (2) z are the damping parameter determination unit 123, The value output from the damping parameter filter 124 is used. These values are variable parameters. Then, the non-linear compensator 142 outputs the calculated motor torque τ aM to the mathematical model 121.
数式モデル121は、非線形補償器142で計算されたモータトルクτaMと制振パラメータ決定部123から出力された共振周波数ω、反共振周波数ωを受けて、2慣性系モデルの運動方程式(5)、(6)、(9)、(10)に基づき、機械位置paL、機械速度vaL、モータ位置paM、モータ速度vaMを計算する(例えば、図2(b)参照)。このとき、共振周波数ω、反共振周波数ωが可変パラメータとなる。数式モデル121は、モータ位置paM、モータ速度vaMをフィードバック制御部112へ供給し、機械位置paLを状態フィードバック制御器141へ供給し、機械位置paL、機械速度vaL、モータ位置paM、モータ速度vaMを非線形補償器142へ供給する(図1、図5参照)。 The mathematical model 121 receives the motor torque τ aM calculated by the non-linear compensator 142 and the resonance frequency ω p and anti-resonance frequency ω z output from the damping parameter determination unit 123, and the equation of motion of the two-inertia system model ( 5) Based on (6), (9), and (10), the machine position p aL , the machine speed v aL , the motor position p aM , and the motor speed v aM are calculated (for example, see FIG. 2B). At this time, the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z are variable parameters. The mathematical model 121 supplies the motor position p aM and the motor speed v aM to the feedback control unit 112, and supplies the machine position paL to the state feedback controller 141, the machine position p aL , the machine speed v aL , and the motor position p. The aM and the motor speed v aM are supplied to the nonlinear compensator 142 (see FIGS. 1 and 5).
次に、フィードフォワード制御部111の特性について説明する。   Next, the characteristics of the feedforward control unit 111 will be described.
式(5)、(6)、(9)、(10)で表される2慣性系モデルにおいて、式(10)の2階微分に基づきモータトルクτaMから機械位置paLまでの特性を計算すると
(4) aL=ω /J
×[J×{−ω +2×ω(2) /ω+2×(ω(1) /ω
×(paM−paL
+4×J×(ω(2) /ω)×(vaM−vaL
+τaM]・・・(13)
となる。つまり、共振周波数ω、反共振周波数ωが変化する2慣性系モデルでは、その動特性が共振周波数ω、反共振周波数ωだけでなく、それらの時間的な変化率ω(1) 、ω(1) 、ω(2) 、ω(2) にも影響される。
In the two-inertia system model expressed by the equations (5), (6), (9), and (10), the characteristics from the motor torque τ aM to the machine position paL are calculated based on the second-order derivative of the equation (10). Then p (4) aL = ω z 2 / J M
× [J M × {−ω p 2 + 2 × ω (2) p / ω p + 2 × (ω (1) p / ω p ) 2 }
X ( paM- paL )
+ 4 × J M × (ω (2) p / ω p) × (v aM -v aL)
+ Τ aM ] (13)
It becomes. That is, in the two-inertia system model in which the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z change, the dynamic characteristic is not only the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z, but also their temporal change rate ω (1). p , ω (1) z , ω (2) p , ω (2) z are also affected.
非線形補償器142は、この共振周波数ω、反共振周波数ωの時間的な変化率ω(1) 、ω(1) 、ω(2) 、ω(2) に起因する非線形特性を補償する。実際に式(11)を式(13)に代入すると The nonlinear compensator 142 is nonlinear due to the temporal change rates ω (1) p , ω (1) z , ω (2) p , ω (2) z of the resonance frequency ω p and anti-resonance frequency ω z. Compensate for characteristics. Actually substituting equation (11) into equation (13)
(4) aL=uaM・・・(14)
となり、機械位置paLがモデル出力yに対応していることから仮想入力uaMからモデル出力yまでの伝達特性が4重積分の線形特性となる。つまり、非線形補償器142の入力である仮想入力uaMからモデル出力yである機械位置paLまでの伝達特性には、共振周波数ω、反共振周波数ωの時間的な変化率ω(1) 、ω(1) 、ω(2) 、ω(2) が全く影響を与えない。
p (4) aL = u aM (14)
Next, machine position p aL is transfer characteristics from the virtual input u aM from Be for the model output y a to the model output y a is the linear characteristic of the quadruple integration. In other words, the transfer characteristics from the virtual input u aM is the input of the nonlinear compensator 142 to machine position p aL a model output y a, the resonance frequency omega p, temporal change rate of the anti-resonance frequency omega z omega ( 1) p , ω (1) z , ω (2) p , ω (2) z have no effect.
状態フィードバック制御器141は、仮想入力uaMから機械位置paLまでの伝達特性が式(14)で表されると考えて設計する。式(14)を式(12)に代入すると、位置目標値yrefから機械位置paLまでの特性は、ラプラス演算子sを用いて表すと
aL(s)=(K×K×K×K
×1/(s+K×s+K×K×s
+K×K×K×s+K×K×K×K
×yref(s)・・・(15)
となる。ここでpaL(s)、yref(s)はそれぞれ機械位置paL、位置目標値yrefのラプラス変換されたものを表す。つまり、状態フィードバックゲインK、K、K、Kを決定することにより、位置目標値yrefに対する機械位置paLの追従特性(極配置)を決定することが可能となる。
The state feedback controller 141 is designed on the assumption that the transfer characteristic from the virtual input u aM to the machine position paL is expressed by Expression (14). By substituting equation (14) into equation (12), the characteristic from the position target value y ref to the machine position paL can be expressed using the Laplace operator s: p aL (s) = (K 1 × K 2 × K 3 × K 4 )
× 1 / (s 4 + K 4 × s 3 + K 3 × K 4 × s 2
+ K 2 × K 3 × K 4 × s + K 1 × K 2 × K 3 × K 4 )
Xy ref (s) (15)
It becomes. Here, p aL (s) and y ref (s) represent the Laplace transformed values of the machine position p aL and the position target value y ref , respectively. That is, by determining the state feedback gains K 1 , K 2 , K 3 , and K 4 , it is possible to determine the following characteristic (pole arrangement) of the machine position paL with respect to the position target value y ref .
機械位置paLの特性が決定されると、モデル位置pに相当するモータ位置paMの特性は式(10)より式(16)と計算され、モデル速度vに相当するモータ速度vaMの特性は式(16)の両辺を微分することにより式(17)と表される。 When characteristics of the machine position p aL is determined, the characteristics of the motor position p aM corresponding to the model position p a is calculated with formula (16) from equation (10), the motor speed v aM corresponding to the model velocity v a The characteristic of is expressed by Expression (17) by differentiating both sides of Expression (16).
aM=1/ω ×p(2) aL+paL・・・(16) p aM = 1 / ω z 2 × p (2) aL + paL (16)
aM=1/ω ×p(3) aL+p(1) aL
−2×ω(1) /ω ×p(2) aL・・・(17)
v aM = 1 / ω z 2 × p (3) aL + p (1) aL
−2 × ω (1) z / ω z 3 × p (2) aL (17)
式(16)、式(17)の特性で表されるモータ位置paM、モータ速度vaMがそれぞれモデル位置p、モデル速度vとしてフィードバック制御部112に出力され、フィードバック制御部112は、モータ位置検出値pをモデル位置p、モータ速度演算値vがモデル速度vに追従するようにフィードバックトルクτを演算して出力する。モータ位置検出値pがモデル位置pに追従するとともにモータ速度演算値vがモデル速度vに追従するようにフィードバックトルクτを演算することにより、制御対象1内にあり実際のモータに接続されている機械の位置の挙動を式(15)で表される特性に一致させることができる。よって、状態フィードバックゲインK、K、K、Kを振動が発生しないような(一定の)極配置になるように決定することで、制御対象1内の機械に振動を励起することなく、かつ所定の(一定の)追従特性で動作させることが可能となる。 Equation (16), is output motor position p aM represented by the characteristic equation (17), the motor speed v aM each model position p a, the feedback control unit 112 as a model speed v a, the feedback control unit 112, motor position detection value p M a model position p a, the motor speed calculation value v M is output by calculating the feedback torque tau B so as to follow the model velocity v a. As the motor position detection value p M is the motor speed calculation value v M with follow the model position p a is for calculating a feedback torque tau B so as to follow the model speed v a, actual motor located in the control target 1 The behavior of the position of the machine connected to can be matched with the characteristic expressed by the equation (15). Therefore, the state feedback gains K 1 , K 2 , K 3 , and K 4 are determined so as to have a (constant) pole arrangement that does not generate vibrations, thereby exciting vibrations in the machine in the controlled object 1. And can be operated with a predetermined (constant) follow-up characteristic.
次に、制振パラメータ決定部123及び制振パラメータフィルタ124の動作について詳細に説明する。   Next, operations of the vibration suppression parameter determination unit 123 and the vibration suppression parameter filter 124 will be described in detail.
制振パラメータ決定部123は、パラメータ変更信号MLを受け取り、制振パラメータフィルタ124へ制振パラメータθを出力する。パラメータ変更信号MLは、制御対象1の現在の状態を表す信号である。パラメータ変更信号MLは、例えば、図3に示すアーム長が変化する直交2軸(x−y)ロボットにおけるz軸モータ1a11の回転位置に応じた(負荷の位置を決める)z軸アーム1b1の長さ(アーム長)を含む。あるいは、パラメータ変更信号MLは、例えば、図4に示すクレーンにおけるロープ1b2の長さ(ロープ長)を含む。制振パラメータ信号θは、制御対象1の振動特性を表す信号であり、例えば、共振周波数や反共振周波数、負荷慣性モーメント、バネ定数、ロープ長などである。   The damping parameter determination unit 123 receives the parameter change signal ML and outputs the damping parameter θ to the damping parameter filter 124. The parameter change signal ML is a signal representing the current state of the control target 1. The parameter change signal ML is, for example, the length of the z-axis arm 1b1 corresponding to the rotational position of the z-axis motor 1a11 in the orthogonal two-axis (xy) robot whose arm length varies as shown in FIG. Including arm length. Alternatively, the parameter change signal ML includes, for example, the length (rope length) of the rope 1b2 in the crane shown in FIG. The damping parameter signal θ is a signal representing the vibration characteristics of the controlled object 1 and includes, for example, a resonance frequency, an antiresonance frequency, a load moment of inertia, a spring constant, a rope length, and the like.
例えば、制振パラメータ決定部123は、図6に示すように、パラメータ変更信号MLの複数の値と制振パラメータ信号θの複数の値とが対応付けられたテーブルを有していてもよい。すなわち、例えば、パラメータ変更信号MLの複数の値と制振パラメータ信号θの複数の値との対応を予め実験的に求めておき、制振パラメータ決定部123に予め記憶しておいても良い。この場合、制振パラメータ決定部123は、図6に示すテーブルを逐次参照することにより、検出器3(図1参照)から受けたパラメータ変更信号MLの値に対応する制振パラメータ信号θすなわち共振周波数ωや反共振周波数ωを決定して生成する。 For example, as shown in FIG. 6, the damping parameter determination unit 123 may have a table in which a plurality of values of the parameter change signal ML and a plurality of values of the damping parameter signal θ are associated with each other. That is, for example, correspondence between a plurality of values of the parameter change signal ML and a plurality of values of the damping parameter signal θ may be experimentally obtained in advance and stored in the damping parameter determination unit 123 in advance. In this case, the damping parameter determination unit 123 sequentially refers to the table shown in FIG. 6 to thereby determine the damping parameter signal θ corresponding to the value of the parameter change signal ML received from the detector 3 (see FIG. 1), that is, the resonance. The frequency ω p and the antiresonance frequency ω z are determined and generated.
あるいは、例えば、制振パラメータ決定部123は、図6に示すテーブルに代えて、パラメータ変更信号MLの値と制振パラメータ信号θの値との関係を示す関数を有していても良い。すなわち、例えば、パラメータ変更信号MLの値と制振パラメータ信号θの値との関係を示す関数を予め実験的に求めておき、制振パラメータ決定部123に予め記憶しておいても良い。この場合、制振パラメータ決定部123は、記憶された関数を逐次参照することにより、検出器3(図1参照)から受けたパラメータ変更信号MLに対応する制振パラメータ信号θすなわち共振周波数ωや反共振周波数ωを決定して生成する。 Alternatively, for example, the damping parameter determination unit 123 may have a function indicating the relationship between the value of the parameter change signal ML and the value of the damping parameter signal θ, instead of the table shown in FIG. That is, for example, a function indicating the relationship between the value of the parameter change signal ML and the value of the damping parameter signal θ may be obtained experimentally in advance and stored in the damping parameter determination unit 123 in advance. In this case, the vibration suppression parameter determination unit 123 sequentially refers to the stored function, so that the vibration suppression parameter signal θ corresponding to the parameter change signal ML received from the detector 3 (see FIG. 1), that is, the resonance frequency ω p. And anti-resonance frequency ω z is determined and generated.
制振パラメータフィルタ124は、制振パラメータ信号θを制振パラメータ決定部123から受け取り、制振パラメータ変分信号θ’を演算する。ここで、制振パラメータ変分信号θ’は制振パラメータ信号θの時間変化量に相当するように演算され、制御対象1の特性変化を表す。例えば、制振パラメータ変分信号θ’は、微分、差分、微分+平均化フィルタ、ハイパスフィルタなどを用いて演算させる。また、制振パラメータ信号θがテーブルにより記憶されている場合は、予め制振パラメータ信号θの変分量を計算しておき、計算した変分量とパラメータ変更信号MLの時間微分との積から制振パラメータ変分信号θ’を求めてもよい。   The damping parameter filter 124 receives the damping parameter signal θ from the damping parameter determination unit 123, and calculates the damping parameter variation signal θ ′. Here, the vibration suppression parameter variation signal θ ′ is calculated so as to correspond to the amount of time change of the vibration suppression parameter signal θ, and represents a characteristic change of the controlled object 1. For example, the damping parameter variation signal θ ′ is calculated using differentiation, difference, differentiation + averaging filter, high-pass filter, and the like. When the vibration suppression parameter signal θ is stored in the table, the variation amount of the vibration suppression parameter signal θ is calculated in advance, and the vibration suppression is calculated from the product of the calculated variation amount and the time derivative of the parameter change signal ML. The parameter variation signal θ ′ may be obtained.
以上のように、実施の形態1では、数式モデル121が、制振パラメータθに応じて数式モデル121の特性を変更し、モデルトルクτから変更後の数式モデルによりモデル位置pやモデル出力yを演算する。そして、モデル制御器122は、モデル位置pやモデル出力yが一定の追従特性で位置目標値yrefに追従するように、制振パラメータθに応じて特性を変化させた演算によりモデルトルクτを演算する。これにより、動作中に振動周波数が変化する制御対象に対して、動作目標値(位置指令)に対するモデル位置(モータ位置)やモデル出力(機械負荷の位置)の追従特性が一定の特性になるように指定することができるので、容易に振動抑制制御の精度を向上できる。すなわち、動作中に振動特性が変化する制御対象に対する振動抑制制御の精度を向上できる。 As described above, in the first embodiment, mathematical model 121 changes the characteristics of the mathematical expression model 121 in accordance with the damping parameter theta, model position p a and model output by mathematical model after the change from the model torque tau a to calculate the y a. Then, the model controller 122, as the model position p a and the model output y a to follow the target position value y ref at a certain follow-up characteristics, model torque by calculation of changing the characteristics according to the damping parameter θ τ a is calculated. As a result, the tracking characteristics of the model position (motor position) and model output (mechanical load position) with respect to the operation target value (position command) become constant with respect to the controlled object whose vibration frequency changes during operation. Therefore, the accuracy of vibration suppression control can be easily improved. That is, it is possible to improve the accuracy of vibration suppression control for a control object whose vibration characteristics change during operation.
また、実施の形態1では、フィードフォワード制御部111のモデル制御器122内を状態フィードバック制御器141と非線形補償器142とに分ける。非線形補償器142では、制御対象1の動特性を模擬している数式モデル121の可変パラメータに起因する非線形特性を補償するように、非線形補償器142の制御パラメータω、ω、ω(1) 、ω(1) 、ω(2) 、ω(2) を制振パラメータ決定部123、制振パラメータフィルタ124に応じて変更している。これにより、数式モデル121の可変パラメータに依存せず、非線形補償器142と数式モデル121との直列接続における伝達特性が線形特性となるように非線形補償器142を動作させることができ、数式モデル121と非線形補償器142とのパラメータが可変になっても、状態フィードバック制御器141で設定した式(15)で表される所定の(一定の)追従特性を保つことが可能になっている。よって、動作中に振動周波数が変化する制御対象に対して、簡単に(一定の)追従特性が設定でき、かつ高い振動抑制効果が得られる。 In the first embodiment, the model controller 122 of the feedforward control unit 111 is divided into a state feedback controller 141 and a nonlinear compensator 142. In the non-linear compensator 142, the control parameters ω p , ω z , ω (1 ) of the non-linear compensator 142 are compensated so as to compensate for the non-linear characteristic due to the variable parameter of the mathematical model 121 simulating the dynamic characteristic of the controlled object 1. ) P , ω (1) z , ω (2) p , ω (2) z are changed according to the damping parameter determination unit 123 and the damping parameter filter 124. As a result, the nonlinear compensator 142 can be operated so that the transfer characteristic in the series connection of the nonlinear compensator 142 and the mathematical model 121 becomes a linear characteristic without depending on the variable parameter of the mathematical model 121. Even if the parameters of the non-linear compensator 142 become variable, it is possible to maintain a predetermined (constant) follow-up characteristic represented by the equation (15) set by the state feedback controller 141. Therefore, a (constant) follow-up characteristic can be easily set for a controlled object whose vibration frequency changes during operation, and a high vibration suppression effect can be obtained.
また、実施の形態1では、制振パラメータ決定部123が、パラメータ変更信号MLの複数の値と制振パラメータ信号θの複数の値とが対応付けられたテーブルを有し、そのテーブルを参照することにより、検出器3から受けたパラメータ変更信号MLに対応する制振パラメータ信号θを生成する。これにより、各サンプリング時における計算負荷を低減することが可能となる。   In the first embodiment, the damping parameter determination unit 123 has a table in which a plurality of values of the parameter change signal ML and a plurality of values of the damping parameter signal θ are associated, and the table is referred to. As a result, the vibration suppression parameter signal θ corresponding to the parameter change signal ML received from the detector 3 is generated. Thereby, it becomes possible to reduce the calculation load at the time of each sampling.
あるいは、実施の形態1では、制振パラメータ決定部123が、パラメータ変更信号MLの値と制振パラメータ信号θの値との関係を示す関数を有し、その関数を参照することにより、検出器3から受けたパラメータ変更信号MLに対応する制振パラメータ信号θを生成する。これにより、サンプリング時における計算負荷を低減することが可能となる。   Alternatively, in the first embodiment, the vibration suppression parameter determination unit 123 has a function indicating the relationship between the value of the parameter change signal ML and the value of the vibration suppression parameter signal θ, and by referring to the function, the detector 3 generates a damping parameter signal θ corresponding to the parameter change signal ML received from 3. Thereby, the calculation load at the time of sampling can be reduced.
また、実施の形態1では、制御対象の特性変化に応じて、フィードフォワード制御部111の特性を変化させる制振パラメータ決定部123と制振パラメータフィルタ124とを設けている。制振パラメータフィルタ124は、nを1より大きな整数とするとき、制振パラメータ信号θのn階微分もしくはn階差分を行うことにより制振パラメータ変分信号θ’を演算する。数式モデル121は、制振パラメータ信号θ及び制振パラメータ変分信号θ’に応じて、演算に用いる数式モデルの特性を変更し、モデル制御器122は、制振パラメータ信号θ及び制振パラメータ変分信号θ’に応じて特性を変化させた演算によりモデルトルクτを演算する。すなわち、動作中に特性が変化する制御対象では、その応答が振動特性(振動周波数)のみならず、その振動特性(振動周波数)の時間的な変化率にも影響を受けるが、制振パラメータフィルタ124により演算された振動特性の時間的な変化率も考慮してフィードフォワード制御を行うことにより、その影響も低減することが可能となる。これにより、動作中に特性が変化する制御対象に対しても高応答化・低振動化が実現できる。 In the first embodiment, the damping parameter determination unit 123 and the damping parameter filter 124 that change the characteristics of the feedforward control unit 111 according to the change in characteristics of the control target are provided. The damping parameter filter 124 calculates the damping parameter variation signal θ ′ by performing n-order differentiation or n-order difference of the damping parameter signal θ when n is an integer greater than 1. The mathematical model 121 changes the characteristics of the mathematical model used for the calculation in accordance with the damping parameter signal θ and the damping parameter variation signal θ ′, and the model controller 122 changes the damping parameter signal θ and the damping parameter variation signal θ ′. The model torque τ a is calculated by calculating with the characteristic changed according to the minute signal θ ′. That is, in a control object whose characteristics change during operation, the response is affected not only by the vibration characteristics (vibration frequency) but also by the temporal change rate of the vibration characteristics (vibration frequency). By performing feedforward control in consideration of the temporal change rate of the vibration characteristic calculated by 124, the influence can be reduced. Thereby, high response and low vibration can be realized even for a controlled object whose characteristics change during operation.
また、実施の形態1では、数式モデル121が演算に用いる数式モデルは、制御対象1の動特性が振動的な機械系でモデル化されたものである。これにより、数式モデルを用いた振動抑制制御に対して、振動抑制効果を持たせることが可能となる。   In the first embodiment, the mathematical model used by the mathematical model 121 for the calculation is a model in which the dynamic characteristics of the controlled object 1 are modeled by a vibration mechanical system. Thereby, it is possible to give a vibration suppression effect to the vibration suppression control using the mathematical model.
また、実施の形態1では、制御対象1の現在の振動特性を表す制振パラメータθに応じて数式モデル121の特性を変更し、その際に、動作目標値から内部状態または、モデル出力の応答特性にかかる極配置を一定にするようフィードフォワード制御部111の特性を逐次変更する。これにより、動作中に振動周波数が変化する制御対象に対して、制御対象の位置を一定の追従特性で動作目標値(位置指令)に追従させることができる。   In the first embodiment, the characteristic of the mathematical model 121 is changed according to the vibration suppression parameter θ representing the current vibration characteristic of the controlled object 1, and at that time, the response of the internal state or model output from the operation target value is performed. The characteristics of the feedforward control unit 111 are sequentially changed so as to make the pole arrangement related to the characteristics constant. As a result, the position of the control object can be made to follow the operation target value (position command) with a constant tracking characteristic with respect to the control object whose vibration frequency changes during operation.
なお、実施の形態1では、状態フィードバック制御器141において機械位置paLの微分、2階微分、3階微分を用いて状態フィードバック制御則を実現しているが、実際には、図7に示すようにそれらと等価な値を演算してもよい。すなわち、モータ制御装置100iのフィードフォワード制御部111iはモデル制御器122iを有し、モデル制御器122iは、状態フィードバック制御器141iを有する。状態フィードバック制御器141iは、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLから、下記の式(18)、(19)、(20)を用いることより、実施の形態1で求めたものと等価な値を演算することができる。 In the first embodiment, the state feedback controller 141 implements the state feedback control law by using the differential of the machine position paL , the second order differential, and the third order differential. As such, values equivalent to them may be calculated. That is, the feedforward control unit 111i of the motor control device 100i has a model controller 122i, and the model controller 122i has a state feedback controller 141i. The state feedback controller 141 i uses the following formulas (18), (19), and (20) from the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL , and thus the embodiment A value equivalent to that obtained in 1 can be calculated.
(1) aL=vaL・・・(18) p (1) aL = v aL (18)
(2) aL=ω ×(paM−paL)・・・(19) p (2) aL = ω z 2 × (p aM -p aL) ··· (19)
(3) aL=ω ×(vaM−vaL
+2×ω(1) ×ω×(paM−paL)・・・(20)
p (3) aL = ω z 2 × (v aM -v aL)
+ 2 × ω (1) z × ω z × ( paM− paL ) (20)
微分演算を複数回行うことは量子化誤差など増大するためあまり望ましくないが、式(18)、(19)、(20)を用いることで微分演算の回数を減らすことが可能となり、数値的に安定なフィードフォワード制御部111iを得ることが可能となる。   It is not desirable to perform the differential operation a plurality of times because the quantization error increases, but it is possible to reduce the number of differential operations by using the equations (18), (19), and (20). It is possible to obtain a stable feedforward control unit 111i.
実施の形態2.
次に、実施の形態2にかかるモータ制御装置200について図8を用いて説明する。図8は、モータ制御装置200の構成を示す図である。以下では、実施の形態1と異なる点を中心に説明する。
Embodiment 2. FIG.
Next, a motor control device 200 according to the second embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 8 is a diagram illustrating a configuration of the motor control device 200. Below, it demonstrates focusing on a different point from Embodiment 1. FIG.
本実施の形態と実施の形態1のモータ制御装置の差異は、本実施の形態におけるモータ制御装置200では、制振パラメータ変分信号θ’を使用しない点にある。   The difference between the motor control device of the present embodiment and the first embodiment is that the motor control device 200 according to the present embodiment does not use the damping parameter variation signal θ ′.
フィードフォワード制御部211は、数式モデル221及びモデル制御器222を有しており、制振パラメータフィルタ124(図1参照)を有していない。数式モデル221は、制振パラメータ信号θに応じて、演算に用いる数式モデルの特性を変更し、モデル制御器222は、制振パラメータ信号θに応じて特性を変化させた演算によりモデルトルクτを演算する。 The feedforward control unit 211 includes a mathematical model 221 and a model controller 222, and does not include the vibration suppression parameter filter 124 (see FIG. 1). The mathematical model 221 changes the characteristics of the mathematical model used for the calculation according to the vibration suppression parameter signal θ, and the model controller 222 performs the model torque τ a by the calculation with the characteristic changed according to the vibration suppression parameter signal θ. Is calculated.
次に、フィードフォワード制御部211の動作について詳細に説明する。本実施の形態においても数式モデル221が演算に用いる数式モデルを図2のようにモータがバネを介して機械負荷を起動する2慣性系モデルで表すこととして説明する。つまり、数式モデル221は式(3)、(4)もしくは(9)、(10)で表される運動方程式または、動特性を有し、後述する非線形補償器242からモータトルクτaMを、制振パラメータ決定部123から共振周波数ω、反共振周波数ωを入力し、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを式(3)、(4)もしくは(9)、(10)から計算し、モータ位置paMをモデル位置pとして、モータ速度vaMをモデル速度vとしてモデル制御器222とフィードバック制御部112へ出力し、機械位置paLをモデル出力y、機械速度vaLを内部変数xとしてモデル制御器222へ出力する。 Next, the operation of the feedforward control unit 211 will be described in detail. Also in the present embodiment, the mathematical model used by the mathematical model 221 for calculation will be described as a two-inertia system model in which the motor activates a mechanical load via a spring as shown in FIG. That is, the mathematical model 221 has an equation of motion or dynamic characteristics represented by the equations (3), (4), (9), and (10), and controls the motor torque τ aM from the nonlinear compensator 242 described later. The resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z are input from the vibration parameter determination unit 123, and the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL are expressed by equations (3), (4), or ( 9) (calculated to 10), the motor position p aM as a model position p a, motor speed v aM outputs to the model controller 222 and the feedback controller 112 as a model speed v a, model machine position p aL output y a, and outputs to the model controller 222 machine speed v aL as internal variables x a.
なお、ここで説明したものは数式モデル221の一例であり、数式モデル221の運動方程式又は動特性が式(3)、(4)もしくは(9)、(10)に限定されるものではない。   In addition, what was demonstrated here is an example of the numerical formula model 221, The motion equation or dynamic characteristic of the numerical formula model 221 is not limited to Formula (3), (4) or (9), (10).
次に、本実施の形態におけるモデル制御器222について図9を用いて詳細に説明する。図9は、モデル制御器222の構成及び動作を表すブロック線図である。   Next, the model controller 222 in the present embodiment will be described in detail with reference to FIG. FIG. 9 is a block diagram showing the configuration and operation of the model controller 222.
モデル制御器222は、状態フィードバック制御器241及び非線形補償器242を有する。状態フィードバック制御器241は、位置目標値yref、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを受けて、仮想入力uaMを演算し、演算した仮想入力uaMを非線形補償器242へ供給する。非線形補償器242は、仮想入力uaM、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを受けて、モータトルクτaMを演算し、演算したモータトルクτaMを数式モデル221及びトルク加算器113へ供給する。次にこれらの動作について詳細に説明する。 The model controller 222 includes a state feedback controller 241 and a nonlinear compensator 242. The state feedback controller 241 receives the position target value y ref , the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL , calculates the virtual input u aM, and calculates the calculated virtual input u aM Is supplied to the nonlinear compensator 242. The nonlinear compensator 242 receives the virtual input u aM , the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL , calculates the motor torque τ aM, and calculates the calculated motor torque τ aM This is supplied to the model 221 and the torque adder 113. Next, these operations will be described in detail.
非線形補償器242は、仮想入力uaM、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを受けて、数式モデル221に存在する非線形特性を補償し、仮想入力uaMから機械位置paLまでの伝達特性がほぼ線形特性となるように式(21)を用いて、モータトルクτaMを演算する。そして、非線形補償器242は、演算したモータトルクτaMを数式モデル221及びトルク加算器113へ供給する。式(21)は式(11)において共振周波数ω、反共振周波数ωの微分と2階微分をそれぞれ0とした式である。なお、図示していないが、共振周波数ω、反共振周波数ωは制振パラメータ決定部123から入力させる制振パラメータθに相当する。 The non-linear compensator 242 receives the virtual input u aM , the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL , compensates for the non-linear characteristics existing in the mathematical model 221, and generates the virtual input u aM. The motor torque τ aM is calculated using the equation (21) so that the transfer characteristic from to the machine position paL becomes substantially linear. Then, the nonlinear compensator 242 supplies the calculated motor torque τ aM to the mathematical model 221 and the torque adder 113. Expression (21) is an expression in which the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z differentiation and second-order differentiation are set to 0 in Expression (11). Although not shown, the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z correspond to the damping parameter θ input from the damping parameter determination unit 123.
τaM=J/ω ×uaM
+J×ω ×(paM−paL)・・・(21)
τ aM = J M / ω z 2 × u aM
+ J M × ω p 2 × ( paM− paL ) (21)
状態フィードバック制御器241は、位置目標値yref、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを受けて、フィードフォワード制御部211の特性が所定の特性となるように仮想入力uaMを計算し、非線形補償器242へ出力する。本実施の形態においては、下記の式(22)に示される状態フィードバック制御則を用いて仮想入力uaMを計算する。式(22)は式(12)に式(18)、(19)、(20)を代入して得られる図9の制御則において、共振周波数ω、反共振周波数ωの微分と2階微分をそれぞれ0としたものになっている。そして計算した仮想入力uaMを非線形補償器242へ出力する。ここでK、K、K、Kは状態フィードバックゲインであり、これらの値を調整することによりモータ制御装置200の追従特性を決定する。なお、式(22)は式(12)とほぼ等価であり、状態フィードバックと同じ働きをする。つまり、K、K、K、Kにより位置目標値yrefから機械位置paLまでの特性(極配置)を決定することが可能となる。 The state feedback controller 241 receives the position target value y ref , the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL so that the characteristic of the feedforward control unit 211 becomes a predetermined characteristic. The virtual input u aM is calculated and output to the nonlinear compensator 242. In the present embodiment, the virtual input u aM is calculated using a state feedback control law expressed by the following equation (22). The expression (22) is obtained by substituting the expressions (18), (19), and (20) into the expression (12), and the differential of the resonance frequency ω p and the antiresonance frequency ω z and the second order are shown in FIG. Each derivative is 0. The calculated virtual input u aM is output to the nonlinear compensator 242. Here, K 1 , K 2 , K 3 , and K 4 are state feedback gains, and the follow-up characteristics of the motor control device 200 are determined by adjusting these values. Note that equation (22) is substantially equivalent to equation (12), and performs the same function as state feedback. That is, it is possible to determine the characteristic (pole arrangement) from the position target value y ref to the machine position paL by K 1 , K 2 , K 3 , and K 4 .
aM=K×K×K×K×(yref−paL
−K×K×K×vaL
−K×K/ω ×(paM−paL
−K/ω ×(vaM−vaL)・・・(22)
u aM = K 1 × K 2 × K 3 × K 4 × (y ref −pa L )
-K 2 × K 3 × K 4 × vaL
-K 3 × K 4 / ω z 2 × (p aM -p aL)
−K 4 / ω z 2 × ( vaM− vaL ) (22)
ここで、産業用のモータに使用されるモータ制御装置を考えると、そのようなモータ制御装置は、低コスト化のために安価なメモリを使用することが多い。そのため各制振パラメータ信号を記憶するために十分なビット数が取れず、そのため制振パラメータ信号の分解能が粗くなる。分解能が粗い信号を微分、または変分すると量子化誤差を増大させてしまい、その結果実施の形態1におけるフィードフォワード制御部からの出力が必要以上に大きくなる場合や、理論どおりの特性が得られなくなる場合がある。   Here, considering a motor control device used for an industrial motor, such a motor control device often uses an inexpensive memory for cost reduction. Therefore, a sufficient number of bits cannot be obtained for storing each damping parameter signal, and the resolution of the damping parameter signal becomes rough. Differentiating or changing the signal with coarse resolution increases the quantization error, and as a result, the output from the feedforward control unit in Embodiment 1 becomes larger than necessary, or the theoretical characteristics can be obtained. It may disappear.
それに対し、実施の形態2にかかるモータ制御装置200では、制振パラメータ信号の微分、変分に当たる制振パラメータ変分信号を使用しないことにより、量子化誤差の影響を防止できるとともに、安価なメモリで制御装置を実現でき、かつ簡単に追従特性の設定が可能となり、その計算時間も短縮することができる。   On the other hand, in the motor control apparatus 200 according to the second embodiment, by not using the damping parameter variation signal corresponding to the differentiation and variation of the damping parameter signal, the influence of the quantization error can be prevented and an inexpensive memory can be used. Thus, the control device can be realized, the tracking characteristic can be easily set, and the calculation time can be shortened.
なお、実施の形態2では、状態フィードバック制御器241は式(22)を用いて仮想入力uaMを計算するが、式(12)を用いて仮想入力uaMを計算してもよい。 In the second embodiment, the state feedback controller 241 calculates the virtual input u aM using equation (22), but may calculate the virtual input u aM using equation (12).
実施の形態3.
次に、実施の形態3にかかるモータ制御装置300について図10を用いて説明する。図10は、モータ制御装置300の構成を示す図である。以下では、実施の形態1と異なる点を中心に説明する。
Embodiment 3 FIG.
Next, a motor control device 300 according to the third embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 10 is a diagram illustrating a configuration of the motor control device 300. Below, it demonstrates focusing on a different point from Embodiment 1. FIG.
本実施の形態と実施の形態1との差異は、実施の形態1がモータ位置検出値pを所定の位置目標値yrefに追従させる位置制御であるのに対し、本実施の形態はモータ速度演算値vを速度目標値(動作目標値)vrefに追従させる速度制御であることである。 The difference between the present embodiment and the first embodiment is that the first embodiment is a position control that causes the motor position detection value p M to follow a predetermined position target value y ref , whereas the present embodiment is different from the motor control method of the present embodiment in that This is speed control that causes the speed calculation value v M to follow the speed target value (operation target value) v ref .
モータ制御装置300は、フィードフォワード制御部311及びフィードバック制御部312を有する。フィードフォワード制御部311は、速度目標値vrefを外部から受け、速度目標値vrefに応じた制御を行う。フィードバック制御部312は、検出器2からフィードバックされた制御対象1(モータ1a)のモータ位置検出値pを受けて、モータ位置検出値pに応じた速度制御を行う。 The motor control device 300 includes a feedforward control unit 311 and a feedback control unit 312. The feedforward control unit 311 receives the speed target value v ref from the outside, and performs control according to the speed target value v ref . Feedback control unit 312 receives the motor position detection value p M of the detector 2 controlled object 1, which is fed back from the (motor 1a), the speed control according to the motor position detection value p M.
具体的には、フィードフォワード制御部311は、モデル制御器322を有する。モデル制御器322は、速度目標値vrefを外部から受け、モデル位置p、モデル速度v、内部状態x、モデル出力yを数式モデル321から受け、制振パラメータ信号θを制振パラメータ決定部123から受け、制振パラメータ変分信号θ’を制振パラメータフィルタ124から受ける。モデル制御器322は、これらの入力の値を用いた状態フィードバックを行う。すなわち、モデル制御器322は、数式モデル321の各出力と、制振パラメータ信号θ及び制振パラメータ変分信号θ’に応じて変化するゲインとの乗算に基づき、最終的にはモデル出力yとモデル速度vとが速度目標値vrefに追従するように、モデルトルクτを計算して数式モデル321及びトルク加算器113へ供給する。 Specifically, the feedforward control unit 311 has a model controller 322. Model controller 322 receives the speed target value v ref from outside, receives model position p a, model speed v a, the internal state x a, the model output y a from the mathematical expression model 321, damping the damping parameter signal θ The vibration control parameter variation signal θ ′ is received from the vibration suppression parameter filter 124 in response to the parameter determination unit 123. The model controller 322 performs state feedback using the values of these inputs. That is, the model controller 322, and the output of the mathematical model 321, the damping parameter signal theta and based on multiplying the gain changes according to the damping parameter variation signal theta ', eventually model output y a and it supplies the model velocity v a is so as to follow the speed target value v ref, calculate a model torque tau a to mathematical expression model 321 and the torque adder 113.
フィードバック制御部312は、速度制御器131、速度演算器133を有するが、位置制御器132(図1参照)を有さない。速度制御器131は、速度演算器133の出力であるモータ速度演算値vをモデル速度vに追従させるようにフィードバックトルクτを計算する。そして計算したフィードバックトルクτをトルク加算器113へ出力する。 The feedback control unit 312 includes a speed controller 131 and a speed calculator 133, but does not include the position controller 132 (see FIG. 1). Speed controller 131 calculates the feedback torque tau B so as to follow the motor speed calculation value v M is the output of the speed calculator 133 to the model velocity v a. The calculated feedback torque τ B is output to the torque adder 113.
次に、フィードフォワード制御部311の各構成における動作について詳細に説明する。   Next, the operation of each configuration of the feedforward control unit 311 will be described in detail.
本実施の形態においても数式モデル321を図2のようにモータがバネを介して機械負荷を起動する2慣性系モデルで表すこととして説明する。よって、数式モデル321は式式(3)、(4)もしくは(5)、(6)、(9)、(10)で表される運動方式または動特性を有し、モータトルクτaM、制振パラメータ信号θである共振周波数ω、反共振周波数ωからモータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを式(3)、(4)もしくは(5)、(6)、(9)、(10)から計算する。数式モデル321は、モータ位置paMをモデル位置pとして、モータ速度vaMをモデル速度vとして、モデル制御器322及びフィードバック制御部312へ供給し、機械位置paLを内部変数xとして、機械速度vaLをモデル出力yとして、モデル制御器322へ供給する。本実施の形態において、機械速度vaLをモデル出力yとして供給するのは、本実施の形態におけるモータ制御装置300が速度制御を行うためである。 Also in the present embodiment, the mathematical model 321 will be described as a two-inertia system model in which the motor activates the mechanical load via a spring as shown in FIG. Thus, mathematical expression model 321 has the formula (3), (4) or (5), (6), (9), has a motion equations or dynamic characteristics represented by (10), the motor torque tau aM From the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z that are the damping parameter signal θ, the motor position paM , the motor speed vaM , the machine position paL , and the mechanical speed vaL are expressed by the equations (3), (4), or (5 ), (6), (9), and (10). Mathematical model 321, the motor position p aM as a model position p a, the motor speed v aM as a model velocity v a, and supplies to the model controller 322 and the feedback controller 312, a machine position p aL as internal variables x a the machine speed v aL as model output y a, and supplies to the model controller 322. In this embodiment, to supply the machine speed v aL as model output y a, the motor control device 300 of the present embodiment is for controlling the speed.
なお、ここで説明したものは数式モデル321の一例であり、本実施の形態の数式モデル321の運動方程式又は動特性が式(3)、(4)もしくは(9)、(10)に限定されるものではない。   In addition, what was demonstrated here is an example of the numerical formula model 321, and the equation of motion or dynamic characteristic of the numerical formula model 321 of this Embodiment is limited to Formula (3), (4) or (9), (10). It is not something.
次に、本実施の形態におけるモデル制御器322について図11を用いて詳細に説明する。図11は、モデル制御器322の構成及び動作を表すブロック線図である。   Next, the model controller 322 in the present embodiment will be described in detail with reference to FIG. FIG. 11 is a block diagram showing the configuration and operation of the model controller 322.
モデル制御器322は、状態フィードバック制御器341を有する。状態フィードバック制御器341は、速度目標値vref及び機械速度vaLを受けて、フィードフォワード制御部311の特性が所定の特性となるように仮想入力uaMを計算し、非線形補償器142へ供給する。本実施の形態においては、状態フィードバック制御器341は、下記の式(23)に示される状態フィードバック制御則を用いて仮想入力uaMを計算する。そして、状態フィードバック制御器341は、計算した仮想入力uaMを非線形補償器142へ出力する。ここでK、K、Kは状態フィードバックゲインであり、状態フィードバック制御器341は、これらの値を調整することによりモータ制御装置300の追従特性を決定する。 The model controller 322 has a state feedback controller 341. The state feedback controller 341 receives the speed target value v ref and the machine speed v aL , calculates the virtual input u aM so that the characteristic of the feedforward control unit 311 becomes a predetermined characteristic, and supplies it to the nonlinear compensator 142. To do. In the present embodiment, the state feedback controller 341 calculates a virtual input u aM using a state feedback control law expressed by the following equation (23). Then, the state feedback controller 341 outputs the calculated virtual input u aM to the nonlinear compensator 142. Here, K 2 , K 3 , and K 4 are state feedback gains, and the state feedback controller 341 determines the follow-up characteristics of the motor control device 300 by adjusting these values.
aM=K×K×K×(vref−vaL
−K×K×v(1) aL
−K×v(2) aL・・・(23)
u aM = K 2 × K 3 × K 4 × (v ref −vaL )
−K 3 × K 4 × v (1) aL
−K 4 × v (2) aL (23)
次に、フィードフォワード制御部311の特性について説明する。   Next, characteristics of the feedforward control unit 311 will be described.
実施の形態1と同様に、本実施の形態においても仮想入力uaMから機械位置paMまでの特性は式(14)となる。式(14)に式(23)の状態フィードバック則を代入すると、速度目標値vrefから機械速度vaLまでの特性は式(24)となる。 Similar to the first embodiment, in the present embodiment, the characteristic from the virtual input u aM to the machine position pa am is expressed by Expression (14). When the state feedback law of Equation (23) is substituted into Equation (14), the characteristic from the speed target value v ref to the machine speed v aL becomes Equation (24).
aL(s)=(K×K×K
×1/(s+K×s+K×K×s+K×K×K
×vref(s)・・・(24)
ここでvaL(s)は機械速度のラプラス変換されたもの、vref(s)は速度目標値のラプラス変換されたものを表している。つまり、状態フィードバックゲインK、K、Kを決定することにより、速度目標値vrefから機械速度vaLまでの特性(極配置)を決定することが可能となる。
v aL (s) = (K 2 × K 3 × K 4 )
× 1 / (s 3 + K 4 × s 2 + K 3 × K 4 × s + K 2 × K 3 × K 4 )
Xv ref (s) (24)
Here, v aL (s) represents the Laplace transformed machine speed, and v ref (s) represents the Laplace transformed target speed value. That is, by determining the state feedback gains K 2 , K 3 , and K 4 , it is possible to determine the characteristics (pole arrangement) from the speed target value v ref to the machine speed v aL .
機械速度vaLの特性が決定されると、モデル速度vに相当するモータ速度vaMの特性は式(17)と同様に下記の式(25)で表される。なお、式(25)では、p(1) aL=vaLを代入し右辺をvaLのみで表現している。 When the characteristics of the machine speed v aL is determined, the characteristics of the motor speed v aM corresponding to the model velocity v a is expressed by Equation (17) as well as the following equation (25). In Expression (25), p (1) aL = vaL is substituted, and the right side is expressed only by vaL .
aM=1/ω ×v(2) aL+vaL
−2×ω(1) /ω ×v(1) aL・・・(25)
v aM = 1 / ω z 2 × v (2) aL + v aL
-2 × ω (1) z / ω z 3 × v (1) aL (25)
式(25)の特性で表されるモータ速度vaMがモデル速度vとしてフィードバック制御部312に出力され、フィードバック制御部312は、モータ速度演算値vがモデル速度vに追従するようにフィードバックトルクτを出力する。モータ速度演算値vがモデル速度vに追従するようにフィードバックトルクτを演算することにより、制御対象1内にあり実際のモータに接続されている機械の速度の挙動を式(24)で表される特性に一致させることができる。よって、状態フィードバックゲインK、K、Kを振動が発生しないような(一定の)極配置になるように決定することで、制御対象1内の機械に振動を励起することなく、かつ所定の(一定の)追従特性で動作させることが可能となる。 Motor speed v aM represented by the characteristic equation (25) is outputted to the feedback control unit 312 as a model speed v a, the feedback control unit 312, so that the motor speed calculation value v M follows the model velocity v a The feedback torque τ B is output. As the motor speed calculation value v M is for calculating a feedback torque tau B so as to follow the model speed v a, the speed of the behavior of the machine that is connected to the actual motor located in the control target 1 formula (24) It is possible to match the characteristics expressed by Therefore, by determining the state feedback gains K 2 , K 3 , and K 4 so as to have a (constant) pole arrangement that does not generate vibration, the vibration in the machine in the control target 1 is not excited, and It is possible to operate with a predetermined (constant) tracking characteristic.
以上のように、実施の形態3にかかるモータ制御装置300によれば、実施の形態1と同等の効果を速度制御においても得ることが可能となり、本発明のモータ制御装置の用途を広げることが可能となる。   As described above, according to the motor control device 300 according to the third embodiment, it is possible to obtain the same effect as that in the first embodiment even in the speed control, and the application of the motor control device of the present invention can be expanded. It becomes possible.
なお、実施の形態3では、エンコーダなどの検出器2によりモータ動作目標値pを検出し、それを速度演算器133によってモータ速度演算値vを計算しているが、レゾルバやタコジェネレータ、ホール素子等を用いて直接モータ速度演算値vを計測してもよい。 In the third embodiment, it detects the motor operating target value p M by detector 2 such as an encoder, but to calculate the motor speed calculation value v M it by the speed calculator 133, a resolver and tachometer, the motor speed calculation value v M directly using a Hall element or the like may be measured.
また、式(23)の演算において、式(23)に式(19)と(20)を代入し、モータ速度の微分、2階微分を使用しない演算にしても良い。   Further, in the calculation of Expression (23), Expressions (19) and (20) may be substituted into Expression (23) so that the motor speed differentiation and second order differentiation are not used.
また、本実施の形態においても、実施の形態2と同様に、共振周波数、反共振周波数の微分、2階微分を0として、これらの値を微分もしくは変分により増大する量子化誤差の影響を小さくしても良い。   Also in the present embodiment, as in the second embodiment, the resonance frequency and anti-resonance frequency differentiation, the second-order differentiation are set to 0, and the influence of the quantization error that increases these values by differentiation or variation is affected. It may be small.
実施の形態4.
次に、実施の形態4にかかるモータ制御装置400について説明する。以下では、実施の形態2と異なる点を中心に説明する。
Embodiment 4 FIG.
Next, a motor control device 400 according to the fourth embodiment will be described. Below, it demonstrates centering on a different point from Embodiment 2. FIG.
本実施の形態と実施の形態2との差異はモデル制御器の構成である。   The difference between the present embodiment and the second embodiment is the configuration of the model controller.
実施の形態4にかかるモータ制御装置400のフィードフォワード制御部411は、例えば、図12に示すようなモデル制御器422を有する。図12は、モデル制御器422の構成及び動作を表すブロック線図である。   The feedforward control unit 411 of the motor control device 400 according to the fourth embodiment has a model controller 422 as shown in FIG. 12, for example. FIG. 12 is a block diagram showing the configuration and operation of the model controller 422.
モデル制御器422は、図12に示すように、そのゲイン変更方法が実施の形態2と異なる。すなわち、モデル制御器422は、下記の式(26)を用いてモータトルクτaMを演算する。式(26)において、Kp1はモデル位置制御ゲイン、Kv1はモデル速度制御ゲイン、Kcpはねじり補償位置制御ゲイン、Kcvはねじり補償速度制御ゲインを表しており、モデル制御器422は、これらの値を制振パラメータ信号θ(共振周波数ω、反共振周波数ω)に応じて変更する。 As shown in FIG. 12, the model controller 422 is different in the gain changing method from the second embodiment. That is, the model controller 422 calculates the motor torque τ aM using the following equation (26). In Equation (26), K p1 represents a model position control gain, K v1 represents a model speed control gain, K cp represents a torsion compensation position control gain, K cv represents a torsion compensation speed control gain, and the model controller 422 These values are changed according to the damping parameter signal θ (resonance frequency ω p , anti-resonance frequency ω z ).
τaM=Kv1×{Kp1×(yref−paM)−vaM
−Kcv×(vaM−vaL
−Kcp×(paM−paL)・・・(26)
τ aM = K v1 × {K p1 × (y ref -p aM) -v aM}
-Kcv * ( vaM- vaL )
-Kcp * ( paM- paL ) ... (26)
そして、モータトルクτaMから機械位置paLまでの特性において共振周波数ω、反共振周波数ωの微分が0であるとし、モータトルクτaMから機械位置paLまでの特性を線形化すると式(27)の伝達関数で表すことが可能である。 Then, the resonance frequency omega p in the characteristic from the motor torque tau aM to machine position p aL, a derivative of the anti-resonance frequency omega z is 0, when linearizing the characteristic up machine position p aL from the motor torque tau aM formula It can be expressed by the transfer function of (27).
aL(s)=1/(J×s)×ω /(s+ω
×τaM(s)・・・(27)
p aL (s) = 1 / (J M × s 2 ) × ω z 2 / (s 2 + ω p 2 )
× τ aM (s) (27)
式(27)において、paL(s)は機械位置のラプラス変換されたもの、τaM(s)はモータトルクτaMのラプラス変換されたものを表している。よって、式(27)に式(26)代入することで、位置目標値yrefから機械位置paLまでの特性は下記の式(28)の伝達関数で表すことが可能である。式(28)においてyref(s)は動作目標値のラプラス変換されたものを表している。 In the equation (27), p aL (s) represents the Laplace transformed machine position, and τ aM (s) represents the Laplace transformed motor torque τ aM . Therefore, by substituting equation (26) into equation (27), the characteristic from the position target value y ref to the machine position paL can be expressed by the transfer function of the following equation (28). In equation (28), y ref (s) represents the Laplace transformed target operation value.
aL(s)=ω /J×Kv1×Kp1
×1/{s+(Kv1+Kcv)/J×s
+(ω +(Kv1×Kcp+Kcv)/J)×s
+ω /J×(Kv1+2×Kcv)×s
+ω /J×(Kv1×Kp1+2×Kcp)}
×yref(s)・・・(28)
p aL (s) = ω z 2 / J M × K v1 × K p1
× 1 / {s 4 + (K v1 + K cv ) / J M × s 3
+ (Ω p 2 + (K v1 × K cp + K cv ) / J M ) × s 2
+ Ω z 2 / J M × (K v1 + 2 × K cv ) × s
+ Ω z 2 / J M × (K v1 × K p1 + 2 × K cp )}
Xy ref (s) (28)
次に所定の極を持つ特性多項式を下記の式(29)で表す。   Next, a characteristic polynomial having a predetermined pole is expressed by the following equation (29).
+a +a +a s+a ・・・(29) s 4 + a 3 * s 3 + a 2 * s 2 + a 1 * s + a 0 * (29)
式(29)においてa 、a 、a 、a は式(29)の特性多項式が所定の極を持つように決定する係数である。つまり、モデル制御器422は、式(28)で表される位置目標値yrefから機械位置paLまでの伝達関数の分母多項式が常に式(29)と一致するようにモデル位置制御ゲインKp1、モデル速度制御ゲインKv1、ねじり位置制御ゲインKcp、ねじり速度制御ゲインKcvを変更すればよい。 In Expression (29), a 3 * , a 2 * , a 1 * , and a 0 * are coefficients that are determined so that the characteristic polynomial of Expression (29) has a predetermined pole. In other words, the model controller 422 has the model position control gain K p1 so that the denominator polynomial of the transfer function from the position target value y ref represented by the equation (28) to the machine position paL always matches the equation (29). The model speed control gain K v1 , the torsion position control gain K cp , and the torsion speed control gain K cv may be changed.
具体的には、モデル制御器422は、制振パラメータ決定部123から出力された共振周波数ω、反共振周波数ωを用いて、モデル位置制御ゲインKp1、モデル速度制御ゲインKv1、ねじり位置制御ゲインKcp、ねじり速度制御ゲインKcvを、式(30)、(31)、(32)、(33)のように変更すれば、式(28)で表される伝達関数の分母多項式を常に、式(29)に一致させることができる。従って、共振周波数ω、反共振周波数ωが変化する制御対象に対しても、常に所定の(一定の)極配置が実現でき、所定の(一定の)追従特性で機械位置paLを位置目標値yrefに追従させることが可能となる。 Specifically, the model controller 422 uses the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z output from the vibration suppression parameter determination unit 123, and the model position control gain K p1 , the model speed control gain K v1 , and the torsion If the position control gain K cp and the torsional speed control gain K cv are changed as in equations (30), (31), (32), and (33), the denominator polynomial of the transfer function represented by equation (28) Can always match equation (29). Therefore, a predetermined (constant) pole arrangement can always be realized even for a controlled object whose resonance frequency ω p and anti-resonance frequency ω z change, and the machine position paL can be positioned with a predetermined (constant) tracking characteristic. It becomes possible to follow the target value y ref .
p1=(2×ω −2×ω ×ω −a
×1/(2×ω ×a −a )・・・(30)
K p1 = (2 × ω z 2 a 2 * −2 × ω p 2 × ω z 2 −a 0 * )
× 1 / (2 × ω z 2 × a 3 * −a 1 * ) (30)
v1=J/ω ×(2×ω ×a −a )・・・(31) K v1 = J M / ω z 2 × (2 × ω z 2 × a 3 * −a 1 * ) (31)
cp=J/ω ×(a +ω ×ω −ω ×a
・・・(32)
K cp = J M / ω z 2 × (a 0 * + ω z 2 × ω p 2 −ω z 2 × a 2 * )
... (32)
cv=J/ω ×(a −ω )・・・(33) K cv = J M / ω z 2 × (a 1 * -ω z 2 a 3 *) ··· (33)
したがって、本実施の形態におけるモデル制御器422は、位置目標値yrefを外部から受け、モータ位置paM、モータ速度vaM、機械位置paL、機械速度vaLを数式モデル221から受ける。そして、モデル制御器422は、制振パラメータ決定部123から出力された共振周波数ω、反共振周波数ωに基づき、式(30)、(31)、(32)、(33)を用いて、モデル位置制御ゲインKp1、モデル速度制御ゲインKv1、ねじり位置制御ゲインKcp、ねじり速度制御ゲインKcvを決定し、これらの値と式(26)とを用いてモデルトルクτaMを演算し、演算したモデルトルクτaMを数式モデル221へ出力する。これにより、機械位置paLを所定の(一定の)追従特性(極配置)により、位置目標値yrefに追従させることが可能となる。 Therefore, the model controller 422 in the present embodiment receives the position target value y ref from the outside, and receives the motor position p aM , the motor speed v aM , the machine position p aL , and the machine speed v aL from the mathematical model 221. Then, the model controller 422 uses the equations (30), (31), (32), and (33) based on the resonance frequency ω p and the anti-resonance frequency ω z output from the vibration suppression parameter determination unit 123. , Model position control gain K p1 , model speed control gain K v1 , torsion position control gain K cp , torsion speed control gain K cv are determined, and model torque τ aM is calculated using these values and equation (26). Then, the calculated model torque τ aM is output to the mathematical model 221. As a result, the machine position paL can be made to follow the position target value y ref by a predetermined (constant) follow characteristic (pole arrangement).
なお、本実施の形態では、実施の形態2と同様にモータ位置検出値pを所定の動作目標値prefに追従させる位置制御について説明したが、モータ速度演算値vを速度目標値vrefに追従させる速度制御に適用しても良い。 In the present embodiment, the position control for causing the motor position detection value p M to follow the predetermined operation target value p ref has been described as in the second embodiment, but the motor speed calculation value v M is used as the speed target value v. You may apply to the speed control made to track ref .
また、本実施の形態では、実施の形態2と同様に数式モデルをモータがバネを介して機械負荷を起動する2慣性系モデルであるものとしたが、必ずしも数式モデルが2慣性系モデルである必要はなく、別のモデルであってもよい。   In this embodiment, the mathematical model is a two-inertia model in which the motor activates the mechanical load via the spring as in the second embodiment. However, the mathematical model is not necessarily a two-inertia model. There is no need, and another model may be used.
以上のように、本発明にかかるモータ制御装置は、産業用機械装置を駆動するモータの制御に有用である。   As described above, the motor control device according to the present invention is useful for controlling a motor that drives an industrial machine.
1 制御対象
2 検出器
4 電流制御器
100、100i、200、300、400 モータ制御装置
111、111i、211、311、411 フィードフォワード制御部
112、312 フィードバック制御部
113 トルク加算器
121、221、321 数式モデル
122、122i、222、322、422 モデル制御器
123 制振パラメータ決定部
124 制振パラメータフィルタ
131 速度制御器
132 位置制御器
133 速度演算器
141、141i、241、341 状態フィードバック制御器
142、242 非線形補償器
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Control object 2 Detector 4 Current controller 100, 100i, 200, 300, 400 Motor control device 111, 111i, 211, 311, 411 Feedforward control part 112, 312 Feedback control part 113 Torque adder 1211, 221 and 321 Formula model 122, 122i, 222, 322, 422 Model controller 123 Damping parameter determination unit 124 Damping parameter filter 131 Speed controller 132 Position controller 133 Speed calculator 141, 141i, 241, 341 State feedback controller 142, 242 Nonlinear Compensator

Claims (7)

  1. モータ及び振動可能要素を有する制御対象の動作を制御するモータ制御装置であって、
    前記制御対象の動作を動作目標値に追従させるようにモデルトルクを生成するフィードフォワード制御部と、
    前記モデルトルクに応じて前記モータに対するトルク指令を発生させる発生部と、
    を備え、
    前記フィードフォワード制御部は、
    前記制御対象の振動関連情報に応じて、前記制御対象の振動特性を表す振動パラメータを生成する生成部と、
    前記振動パラメータに応じて、前記制御対象の動特性を模擬した数式モデルを変更し、前記モデルトルクから前記変更された数式モデルにより、前記制御対象の動作状態を含むモデル変数を演算する第1の演算部と、
    前記モデル変数が一定の追従特性で前記動作目標値に追従するように、前記モデル変数と前記動作目標値から前記振動パラメータに応じて特性を変化させた演算により前記モデルトルクを演算する第2の演算部と、
    を有する
    ことを特徴とするモータ制御装置。
    A motor control device for controlling the operation of a controlled object having a motor and a vibratable element,
    A feedforward control unit that generates a model torque so that the operation of the control target follows an operation target value;
    A generator for generating a torque command for the motor according to the model torque;
    With
    The feedforward control unit
    According to the vibration-related information of the control target, a generation unit that generates a vibration parameter that represents the vibration characteristics of the control target;
    A mathematical model that simulates the dynamic characteristics of the controlled object is changed according to the vibration parameter, and a model variable that includes an operating state of the controlled object is calculated from the model torque based on the changed mathematical model. An arithmetic unit;
    A second torque that calculates the model torque by calculating the characteristic according to the vibration parameter from the model variable and the operation target value so that the model variable follows the operation target value with a constant tracking characteristic. An arithmetic unit;
    A motor control device comprising:
  2. 前記第2の演算部は、
    前記動作目標値に対する前記モデル変数の追従特性が一定になるように、前記モデルトルクを演算するための仮想入力を生成する第3の演算部と、
    前記仮想入力から前記モデル変数までの伝達特性が線形特性になるように前記数式モデルの非線形性を補償して、前記モデルトルクを演算する補償部と、
    を有する
    ことを特徴とする請求項1に記載のモータ制御装置。
    The second calculation unit includes:
    A third calculation unit for generating a virtual input for calculating the model torque so that the following characteristic of the model variable with respect to the operation target value is constant;
    A compensation unit that compensates for nonlinearity of the mathematical model so that a transfer characteristic from the virtual input to the model variable becomes a linear characteristic, and calculates the model torque;
    The motor control device according to claim 1, comprising:
  3. 前記生成部は、前記振動関連情報の複数の値と前記振動パラメータの複数の値とが対応付けられたテーブルを有し、前記テーブルを参照することにより、入力された前記振動関連情報に対応する前記振動パラメータを生成する
    ことを特徴とする請求項1又は2に記載のモータ制御装置。
    The generation unit includes a table in which a plurality of values of the vibration related information and a plurality of values of the vibration parameter are associated with each other, and corresponds to the input vibration related information by referring to the table. The motor control device according to claim 1, wherein the vibration parameter is generated.
  4. 前記生成部は、前記振動関連情報の値と前記振動パラメータの値との関係を示す関数を有し、前記関数を参照することにより、入力された前記状態情報に対応する前記振動パラメータを生成する
    ことを特徴とする請求項1又は2に記載のモータ制御装置。
    The generation unit includes a function indicating a relationship between the value of the vibration related information and the value of the vibration parameter, and generates the vibration parameter corresponding to the input state information by referring to the function. The motor control device according to claim 1 or 2, wherein
  5. nを1より大きな整数とするとき、前記振動パラメータのn階微分もしくはn階差分を行うことにより第2の振動パラメータを演算する第2の生成部をさらに備え、
    前記第1の演算部は、前記振動パラメータ及び前記第2の振動パラメータに応じて、前記数式モデルを変更し、
    前記第2の演算部は、前記振動パラメータ及び前記第2の振動パラメータに応じて特性を変化させた演算により前記モデルトルクを演算する
    ことを特徴とする請求項3又は4に記載のモータ制御装置。
    When n is an integer larger than 1, the apparatus further includes a second generation unit that calculates a second vibration parameter by performing n-order differentiation or n-order difference of the vibration parameter,
    The first calculation unit changes the mathematical model according to the vibration parameter and the second vibration parameter,
    5. The motor control device according to claim 3, wherein the second calculation unit calculates the model torque by calculation with characteristics changed according to the vibration parameter and the second vibration parameter. .
  6. 前記数式モデルは、前記制御対象の動特性が振動的な機械系でモデル化されたものである
    ことを特徴とする請求項1から5のいずれか1項に記載のモータ制御装置。
    6. The motor control device according to claim 1, wherein the mathematical model is a model in which dynamic characteristics of the control target are modeled by a vibration mechanical system. 6.
  7. 前記第3の演算部は、前記動作目標値に対する前記モデル変数の応答特性における極配置が一定になるように、前記仮想入力を生成する
    ことを特徴とする請求項2に記載のモータ制御装置。
    The motor control device according to claim 2, wherein the third calculation unit generates the virtual input so that a pole arrangement in a response characteristic of the model variable with respect to the operation target value is constant.
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