JP7138936B2 - A method for creating a model-based lookup table for estimating the control flow rate of a hydraulic system, a model-based lookup table for estimating the control flow rate, and a method for estimating pressure - Google Patents
A method for creating a model-based lookup table for estimating the control flow rate of a hydraulic system, a model-based lookup table for estimating the control flow rate, and a method for estimating pressure Download PDFInfo
- Publication number
- JP7138936B2 JP7138936B2 JP2018199323A JP2018199323A JP7138936B2 JP 7138936 B2 JP7138936 B2 JP 7138936B2 JP 2018199323 A JP2018199323 A JP 2018199323A JP 2018199323 A JP2018199323 A JP 2018199323A JP 7138936 B2 JP7138936 B2 JP 7138936B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- flow rate
- cap
- rod
- pressure
- hydraulic
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Landscapes
- Measuring Volume Flow (AREA)
Description
特許法第30条第2項適用 発行者名:公益社団法人計測自動制御学会制御部門 刊行物名:第5回計測自動制御学会制御部門 マルチシンポジウム カタログ番号18SY0003 発行年月日:平成30年3月8日Article 30,
本発明は、農業機械等に用いられる油圧装置に関する。更に詳しくは、複動ピストン形の油圧シリンダに対する油圧の供給を制御するスプール形式の油圧制御弁を備えた油圧装置における、油圧制御弁のスプール変位および油圧シリンダのキャップ側圧力から、油圧シリンダのキャップ側およびロッド側に流入する作動油の制御流量の推定方法、並びに、キャップ側圧力およびロッド側圧力の推定方法に関する。 The present invention relates to a hydraulic system used for agricultural machinery and the like. More specifically, in a hydraulic device having a spool-type hydraulic control valve that controls the supply of hydraulic pressure to a double-acting piston type hydraulic cylinder, the cap of the hydraulic cylinder is obtained from the spool displacement of the hydraulic control valve and the pressure on the cap side of the hydraulic cylinder. The present invention relates to a method for estimating the control flow rate of hydraulic oil flowing into the side and the rod side, and a method for estimating the cap side pressure and the rod side pressure.
農業機械、BigDog(非特許文献1)、無人建設機械、振動装置等の駆動制御に用いられる油圧装置は、電動装置と比較すると、出力荷重比が高いだけでなく、エネルギを消費せずに鉛直静止の姿勢維持が可能である。このため、油圧装置は建設、レスキュー、地雷除去、農業などの分野における作業機として普及しており、さらなる高度自動化が強く望まれている。しかしながら、油圧装置は、運動方程式だけでなく連続式にも支配される複雑な非線形系である。特に流量要素は多入力非線形系として知られており、電動アームに比べてモデル化が困難である。 Hydraulic devices used for drive control of agricultural machinery, BigDog (Non-Patent Document 1), unmanned construction machinery, vibrating devices, etc., have not only a higher output-to-load ratio than electric devices, but also vertical movement without consuming energy. It is possible to maintain a stationary posture. For this reason, hydraulic systems are widely used as working machines in fields such as construction, rescue, landmine removal, and agriculture, and further advanced automation is strongly desired. However, hydraulic systems are complex nonlinear systems governed not only by equations of motion, but also by continuity equations. In particular, the flow element is known as a multi-input nonlinear system and is more difficult to model than the electric arm.
従来における油圧装置のモデル化は、基本的にベルヌーイの式に基づいている。すなわち、油圧装置において、多くの流量要素は通常のベルヌーイの式を用いて圧力について平方関数、スプール変位について線形関数としてモデリングされる(非特許文献2、3、4)。ベルヌーイの式は定常流を仮定しており、油圧装置における作動油の供給・排出が定常流であるとの前提に立っており、油圧装置に実在する非定常流要素をモデリングできない。 Conventional modeling of hydraulic systems is basically based on Bernoulli's equation. That is, in hydraulic systems, many flow elements are modeled as square functions of pressure and linear functions of spool displacement using the usual Bernoulli equation (2, 3, 4). Bernoulli's equation assumes a steady flow, and is based on the premise that the supply and discharge of hydraulic fluid in the hydraulic system is a steady flow, and cannot model the unsteady flow elements that actually exist in the hydraulic system.
例えば、本発明の対象である図1に示す油圧装置において、図12(a)、(b)に示すようなサイン波形状の入力(スプール変位u)に対するキャップ側圧力p+を、実際に圧力センサにより測定した場合(図12(e)、(f)の「Sensor」として示す曲線)と、ベルヌーイの式によりキャップ側流量からキャップ側圧力を算出した場合(図12(e)、(f)の「Bernoulli」として示す曲線)とを比較すると分かるように、実際の圧力変動とは大きく乖離する運転領域が生じる。このため、油圧装置の制御系においては、圧力センサの測定値を用いて圧力制御を精度良く行う必要があるが、農業機械等においてはコスト低減の要求が強く、圧力センサが搭載されない場合が多い。 For example, in the hydraulic system shown in FIG. 1, which is the object of the present invention, the cap-side pressure p + for the sinusoidal input (spool displacement u) as shown in FIGS. When measured by a sensor (curves shown as "Sensor" in FIGS. 12(e) and (f)) and when the cap-side pressure is calculated from the cap-side flow rate by Bernoulli's equation (FIGS. 12(e) and (f) As can be seen from the comparison with the curve shown as "Bernoulli" in (1), there is an operating region that greatly deviates from the actual pressure fluctuation. Therefore, in the control system of the hydraulic system, it is necessary to perform pressure control with high precision using the measured value of the pressure sensor. .
そこで、物理モデル(連続式を含む)を使用せず、入出力の計測値(流量センサ値を含む)のみから定義されるルックアップテーブルを用いて、非定常流要素を表現することも多い。ルックアップテーブルでは定常流の仮定が不要であり、さらに多次元区分的アフィン系などでの(if文、switch文を含む)関数ではなく配列として実装されるので、油圧シリンダの圧力をオンライン推定するための計算機の負荷が相対的に低くなる。ところが、非定常流量要素の出力である流量の計測精度と計測レンジのトレードオフが強く、単数の流量計ではルックアップテーブルの定義が困難な場合が深刻な問題となり、複数の流量計では計測コストが不十分な場合が深刻な問題となる。さらに、現状では、計算機の負荷を下げるためのルックアップテーブルの最適な低次元化手法についても不明である。 Therefore, unsteady flow elements are often expressed using a lookup table defined only from input/output measurement values (including flow rate sensor values) without using a physical model (including continuity equations). On-line estimation of hydraulic cylinder pressure because the lookup table does not require a steady flow assumption and is implemented as an array instead of a function (with if statements, switch statements) in multidimensional piecewise affine systems etc. Therefore, the computer load is relatively low. However, there is a strong trade-off between the measurement accuracy and measurement range of the flow rate, which is the output of the unsteady flow element, and it becomes a serious problem when it is difficult to define the lookup table with a single flowmeter. Inadequate is a serious problem. Furthermore, at present, the optimal method for reducing the dimensionality of the lookup table for reducing the load on the computer is also unknown.
なお、以下に、本明細書において参照している先行技術文献を列記する。 Prior art documents referred to in this specification are listed below.
建設、農業等の分野で使用される作業機は廉価であることの要求が高い。このためには、作業機の油圧装置の駆動制御系を、なるべく少ないセンサを用いて実現でき、また、実用上の観点からは計算機のCPU負荷が少なく簡単に実装可能な制御系を構築できることが望まれる。 There is a high demand for low cost working machines used in fields such as construction and agriculture. For this purpose, it is necessary to realize the drive control system of the hydraulic system of the work machine by using as few sensors as possible, and also to construct a control system that can be implemented easily with less load on the CPU of the computer from a practical point of view. desired.
本発明の目的は、このような点に鑑みて、油圧装置における油圧制御弁から油圧シリンダに供給される制御流量を精度良く推定でき、実機への搭載も簡単に行える油圧装置の制御流量推定用のルックアップテーブルを提案することにある。 SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide a method for estimating the control flow rate of a hydraulic system, which can accurately estimate the control flow rate supplied to the hydraulic cylinder from the hydraulic control valve in the hydraulic system, and which can be easily installed in an actual machine. to propose a lookup table for
また、本発明の目的は、この新しい制御流量推定用のルックアップテーブルを用いて油圧装置の油圧シリンダに作用する圧力を、精度良く推定可能な油圧装置の圧力推定方法を提案することにある。 Another object of the present invention is to propose a pressure estimation method for a hydraulic system capable of accurately estimating the pressure acting on the hydraulic cylinder of the hydraulic system using this new lookup table for estimating the control flow rate.
本発明の制御流量推定用のルックアップテーブルの作成方法は、
複動ピストン形の油圧シリンダに対する油圧の供給を制御するスプール形式の油圧制御弁を備えた油圧装置において、油圧制御弁のスプール変位および油圧シリンダのキャップ側圧力およびロッド側圧力から、油圧シリンダのキャップ側油圧室およびロッド側油圧室にそれぞれ流入する作動油のキャップ側流量およびロッド側流量を推定するために用いられ、
ステップ1において、油圧装置を定義する非線形公称モデルを設定し、油圧装置の流量を含まない入出力の計測値をオフライン処理して、非線形公称モデルによる推定値に基づいて、キャップ側流量を推定するためのキャップ側流量行列およびロッド側流量を推定するためのロッド側流量行列を求め、
ステップ2において、ステップ1で求めたキャップ側流量行列およびロッド側流量行列のそれぞれを、ヒルベルトの射影定理に基づき低次元化して、制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルとして用いるキャップ側最適流量行列およびロッド側最適流量行列を求めている。
The method of creating a lookup table for estimating the control flow rate of the present invention includes:
In a hydraulic system having a spool-type hydraulic control valve for controlling the supply of hydraulic pressure to a double-acting piston-type hydraulic cylinder, the cap of the hydraulic cylinder is determined from the displacement of the spool of the hydraulic control valve and the cap-side pressure and rod-side pressure of the hydraulic cylinder. Used to estimate the cap-side flow rate and rod-side flow rate of hydraulic oil flowing into the side hydraulic chamber and the rod-side hydraulic chamber, respectively,
In
In
このように、本発明の方法により作成されるルックアップテーブルは、通常のルックアップテーブルとは異なり、モデルベーストになっていることが特徴である。すなわち、従来におけるベルヌーイの式と連続式によるモデリング・同定をホワイトボックスモデリング、従来のルックアップテーブルをブラックボックスモデリングとすれば、本発明の方法は、連続式とルックアップテーブルを用いたグレーボックスモデリングと表現可能である。このような観点から、以下においては、本発明の方法により作成されるルックアップテーブルを、制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルと呼ぶ。 Thus, the lookup table created by the method of the present invention is characterized in that it is model-based, unlike a normal lookup table. That is, if the conventional modeling and identification by Bernoulli's equation and continuity equation is white-box modeling, and the conventional look-up table is black-box modeling, the method of the present invention is gray-box modeling using continuity equation and look-up table. can be expressed as From this point of view, the lookup table created by the method of the present invention is hereinafter referred to as a model-based lookup table for estimating the control flow rate.
本発明者等によるベルヌーイの式を用いる従来の方法との比較を含む検証実験によれば、本発明の制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルを用いて同定される非定常流量要素(キャップ側制御流量、ロッド側制御流量)の有効性が確認された。 According to the verification experiments by the present inventors including comparison with the conventional method using Bernoulli's equation, the unsteady flow rate element (cap side control flow rate, rod side control flow rate) was confirmed.
また、本発明の油圧装置の圧力推定方法は、上記のキャップ側最適流量行列およびロッド側最適流量行列を備えた制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルを用いて、油圧シリンダのキャップ側圧力およびロッド側圧力を推定しており、
油圧制御弁のスプール変位と、油圧シリンダのキャップ側圧力およびロッド側圧力とを用いて、制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルから、キャップ側流量およびロッド側流量を検索出力する流量推定ステップと、
検索出力されたキャップ側流量およびロッド側流量から、油圧シリンダのピストン変位および当該ピストン変位の時間微分と、事前に同定したキャップ側体積弾性率およびロッド側体積弾性率とを用いて、キャップ側圧力変化率およびロッド側圧力変化率を算出して出力する圧力変化率算出ステップと、
算出されたキャップ側圧力変化率およびロッド側圧力変化率をそれぞれ積分して、推定キャップ側圧力および推定ロッド側圧力を算出して出力する推定圧力算出ステップとを有しており、
上記の流量推定ステップでは、スプール変位の値として位置センサによる測定値を用い、初回のキャップ側流量およびロッド側流量の検索出力のために用いるキャップ側圧力およびロッド側圧力の値として、予め定めた任意の初期値を用い、初回以後のキャップ側流量およびロッド側流量の検索出力のために用いるキャップ側圧力およびロッド側圧力の値として、推定圧力算出ステップで得られる前回の推定キャップ側圧力および推定ロッド側圧力を使用している。
Further, the method for estimating the pressure of the hydraulic system of the present invention uses the model-based lookup table for estimating the control flow rate provided with the above-mentioned cap-side optimum flow rate matrix and rod-side optimum flow rate matrix to obtain the cap-side pressure of the hydraulic cylinder and The rod side pressure is estimated,
a flow rate estimation step of searching and outputting a cap side flow rate and a rod side flow rate from a model-based lookup table for control flow rate estimation using the spool displacement of the hydraulic control valve and the cap side pressure and rod side pressure of the hydraulic cylinder; ,
Cap-side pressure a pressure change rate calculation step of calculating and outputting the change rate and the rod side pressure change rate;
an estimated pressure calculation step of integrating the calculated cap-side pressure change rate and rod-side pressure change rate, respectively, to calculate and output an estimated cap-side pressure and an estimated rod-side pressure,
In the above flow rate estimation step, the value measured by the position sensor is used as the spool displacement value, and the cap side pressure and rod side pressure values used for the search output of the initial cap side flow rate and rod side flow rate are determined in advance. Using an arbitrary initial value, the previous estimated cap side pressure obtained in the estimated pressure calculation step and the estimated Rod side pressure is used.
本発明者等による制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルを用いたオンライン推定を介した検証実験によれば、油圧装置の入力値であるスプール変位に基づき、精度良く、キャップ側圧力およびロッド側圧力を推定でき、圧力センサを用いることなく、精度良く油圧装置を駆動制御可能な制御機構を構築可能なことが確認された。 According to the verification experiment by the present inventors through online estimation using a model-based lookup table for estimating the control flow rate, based on the spool displacement, which is the input value of the hydraulic system, the cap side pressure and rod side pressure It was confirmed that it is possible to construct a control mechanism capable of estimating the pressure and accurately driving and controlling the hydraulic system without using a pressure sensor.
なお、計算機負荷に支障が無い場合などにおいては、制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルとして、キャップ側最適流量行列およびロッド側最適流量行列を用いる代わりに、これらを低次元化する前の段階で得られるキャップ側流量行列およびロッド側流量行列を用いることも可能である。 If there is no problem with the computer load, instead of using the cap-side optimum flow rate matrix and the rod-side optimum flow rate matrix as the model-based lookup table for estimating the control flow rate, the stage before reducing these It is also possible to use the cap-side flow rate matrix and the rod-side flow rate matrix obtained in .
以下に、図面を参照して本発明を適用した油圧装置の制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルの作成方法および圧力推定方法について説明する。 A method of creating a model-based lookup table for estimating the control flow rate of a hydraulic system to which the present invention is applied and a method of estimating pressure will be described below with reference to the drawings.
<油圧装置の構成例>
図1(a)は実施の形態に係る1自由度の油圧装置を示す構成図であり、図1(b)はその圧力推定用オブザーバ機能を示す概略ブロック図である。油圧装置1は、複動ピストン形の油圧シリンダ2と、油圧シリンダ2を駆動するスプール形式の油圧制御弁3と、コンピュータを中心に構成される制御装置4とを備えている。不図示の油圧源から供給される油圧あるいは電磁ソレノイドによる駆動力によって、指令入力に基づき、油圧制御弁3のスプール5の位置(スプール位置u)を制御して(弁開度を制御して)、油圧シリンダ2のキャップ側油圧室6、ロッド側油圧室7に対する油圧の供給・排出を制御して、負荷側に連結されるピストン8を移動させる。スプール変位uは制御用の入力として与えられ、ピストン変位は、ピストンに取り付けた位置センサ9によって検出される。
<Configuration example of hydraulic system>
FIG. 1(a) is a configuration diagram showing a one-degree-of-freedom hydraulic system according to an embodiment, and FIG. 1(b) is a schematic block diagram showing its pressure estimation observer function. The
本発明を適用した制御装置4には、制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルLUTが実装された圧力推定用オブザーバ機能10が備わっている。圧力推定用オブザーバ機能10は、制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルLUTから検索出力される推定制御流量(キャップ側流量、ロッド側流量)と、位置センサ9によって測定されるピストン変位に基づき、油圧制御弁3のキャップ側圧力、ロッド側圧力を推定する。制御装置4は推定されたキャップ側圧力、ロッド側圧力に基づき、油圧制御弁3のスプール変位(弁開度)を制御して、油圧シリンダ2の駆動を制御する。
A
図1において、下付き符号の+と-は、それぞれ、キャップ側とロッド側を意味している。ピストン変位sはストローク中点を原点とし、スプール変位uはノーマル位置を原点とし、圧力p±と供給圧力Pは大気圧を原点とする。以下に、本明細書で扱う記号と添え字を示す。 In FIG. 1, the subscripts + and - denote the cap side and the rod side, respectively. The origin of the piston displacement s is the midpoint of the stroke, the origin of the spool displacement u is the normal position, and the pressure p ± and the supply pressure P are origins of the atmospheric pressure. The symbols and subscripts used in this specification are shown below.
<油圧装置の非線形公称モデル>
油圧装置1の油圧シリンダ2および油圧制御弁3から構成される油圧機構の非線形公称モデルを、次の(式1)で表すものとする(非特許文献9、10参照)。
<Non-linear nominal model of hydraulic system>
A non-linear nominal model of the hydraulic mechanism composed of the
キャップ側シリンダ体積、ロッド側シリンダ体積は、次式で定義される。
The cap-side cylinder volume and the rod-side cylinder volume are defined by the following equations.
なお、従来においては、入力流量であるキャップ側流量Q+(p+,u)およびロッド側流量Q-(p-,u)は、スプール開口部を通過する流量であり、ベルヌーイの式を用いて次の式により近似されている。 Conventionally, the cap-side flow rate Q + (p + , u) and the rod-side flow rate Q − (p − , u), which are the input flow rates, are the flow rates that pass through the spool opening, and Bernoulli's equation is used. is approximated by the following equation.
<最適行列同定法:制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルの作成>
制御装置4に実装される制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルLUTは、非定常流量要素(キャップ側流量、ロッド側流量)を行列空間上の1点とする最適行列によって規定される。本発明による最適行列を求めるための最適同定法は、二段階のステップ(STEP1とSTEP2)からなる。
<Optimal matrix identification method: creation of model-based lookup table for control flow rate estimation>
A model-based lookup table LUT for estimating the control flow rate mounted in the
図2Aおよび図2Bは、STEP1、STEP2における処理内容を示す概念図である。ステップ1(STEP1)では、油圧装置1を駆動して、制御流量(キャップ側流量、ロッド側流量)を含まない入出力を計測し、得られた計測値をオフライン処理することで、非線形公称モデルによる推定値から流量行列(キャップ側流量行列、ロッド側流量行列)を同定する。ステップ2(STEP2)では、ヒルベルトの射影定理(非特許文献9参照)を適用して、試行錯誤を必要としない合理的な流量行列の最適な低次元化を行い、最適流量行列を求める。算出された最適流量行列(キャップ側最適流量行列、ロッド側最適流量行列)により制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルLUTを規定する。
2A and 2B are conceptual diagrams showing the processing contents in STEP1 and STEP2. In step 1 (STEP1), the
(STEP1)
油圧機構(2、3)の非線形公称モデルである(式1)の第二式(1-1)と第三式(1-2)を、流量要素Q+(p+,u)、Q-(p-,u)について整理すると、次の(式2-1)、(式2-2)が導き出される。
(STEP1)
The second equation (1-1) and the third equation (1-2) of (Equation 1), which are the nonlinear nominal models of the hydraulic mechanisms (2, 3), are replaced with the flow rate elements Q + (p + , u), Q − Arranging (p − , u) yields the following (formula 2-1) and (formula 2-2).
(式2-1)、(式2-2)の右辺を用いると、キャップ圧力の時間微分、ロッド圧力の時間微分、およびピストン速度から、左辺の流量を計算できる。(式2-1)と(式2-2)は連続の式であり、ベルヌーイの式と異なって定常流を仮定しない。(式2-1)、(式2-2)に基づき、非線形公称モデルによる推定値から流量行列を、次の(式3-1)、(式3-2)により定義する。 Using the right sides of (Equation 2-1) and (Equation 2-2), the flow rate on the left side can be calculated from the time derivative of the cap pressure, the time derivative of the rod pressure, and the piston velocity. (Equation 2-1) and (Equation 2-2) are continuous equations and do not assume a steady flow unlike Bernoulli's equation. Based on (Equation 2-1) and (Equation 2-2), the flow rate matrix is defined by the following (Equation 3-1) and (Equation 3-2) from the estimated value by the nonlinear nominal model.
キャップ側圧力p+の時間微分とロッド側圧力p-の時間微分とピストン速度は計測不可能であるが、オフライン処理により十分に推定可能である。また、一般に未知とされている配管弾性の影響を含む体積弾性係数b+、b-については、例えば、非特許文献2において提案されているパラメータ同定法によって同定可能である。これに基づき、入出力の計測値をオフライン処理して、キャップ側圧力p+の時間微分とロッド側圧力p-の時間微分とピストン速度を推定した。また、体積弾性率を公知のパラメータ同定法により同定した。そして、非線形公称モデルから、上記の(式3-1)、(式3-2)によって定義されるm×nの流量行列を求めた。流量行列は、色相、明度、彩度の異なる画素(非線形流量要素)のパターンとしてイメージできる。なお、図2A、2Bにおいては、4(=m)×4(=n)の流量行列を示してある。また、図2A、2Bおよび後述の図6~図9においては、便宜的に、各非線形流量要素を表すカラー画素をグレースケールで表示してある。
The time derivative of the cap-side pressure p + and the rod-side pressure p − and the piston speed cannot be measured, but can be sufficiently estimated by off-line processing. Also, the bulk elastic modulus b + and b − including the effect of pipe elasticity, which is generally unknown, can be identified by the parameter identification method proposed in
(STEP2)
STEP2では、算出したm×nの流量行列の最適な低次元化を図り、実機に搭載するのに適した実用的なサイズの最適流量行列を求めた。流量行列の低次元化行列は、ヒルベルトの射影定理から、次の(式4-1)、(式4-2)で示され、一意に存在する。
(STEP2)
In
ここでは、正規直交基底として、空間解像度の昇順に並べ替えたウォルシュ基底(非特許文献11参照)を用いる。流量行列の低次元化行列は、行列空間上の距離である低次元化誤差を最小化する最適行列である。低次元化誤差は次式で表される。 Here, Walsh bases rearranged in ascending order of spatial resolution (see Non-Patent Document 11) are used as orthonormal bases. The order reduction matrix of the flow rate matrix is an optimal matrix that minimizes the order reduction error, which is the distance on the matrix space. The order reduction error is expressed by the following equation.
最終的に、最適流量行列の非定常流量要素は、次の(式5-1)、(式5-2)により定義される。ここで、[x]はxの床関数である。 Finally, the unsteady flow rate elements of the optimum flow rate matrix are defined by the following (Formula 5-1) and (Formula 5-2). where [x] is the floor function of x.
<同定実験>
上記のようにして作成した最適流量行列(制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブル)の同定実験を次のように行った。
<Identification experiment>
An identification experiment for the optimum flow rate matrix (model-based lookup table for estimating control flow rate) created as described above was performed as follows.
(1)実験方法
図3に実験機の外観を示し、図4に実験機の信号の流れを示す。実験機は以下の構成からなる。
油圧ユニット:ダイキン工業,NDR-81-071H-30,
吐出流量0.195×10-3m3/s
ポンプ供給圧力P=7.0×106(Pa)
油圧配管:横浜ゴム,NWP70-6,内径1/4inch
ベースプレート:油研工業,MMC-03-T-2-21
マニホールド:油研工業,DSGM-03-4009
制御弁:油研工業,LSVG-01EH-20-WC-A1-10,ゼロラップ型,
定格流量1/3×10-3m3/s,
最大ストローク1.0×10-3(m)
流量計:日本フローコントロール,VS01GPO,
計測レンジ1/6×10-6-1/6×10-3m3/s)
油圧シリンダ:JPN,KW-1CA30×75,
最大ストロークL=7.5×10-3(m)
作動油:ISO VG32,密度860(kg/m3)(15℃)
オイルフィルタ:大生工業,UM-03-20U-1V
(1) Experimental method Fig. 3 shows the appearance of the experimental machine, and Fig. 4 shows the signal flow of the experimental machine. The experimental machine consists of the following components.
Hydraulic unit: Daikin Industries, NDR-81-071H-30,
Discharge flow rate 0.195×10 −3 m 3 /s
Pump supply pressure P=7.0×10 6 (Pa)
Hydraulic piping: Yokohama Rubber, NWP70-6, 1/4 inch inner diameter
Base plate: Yuken Kogyo, MMC-03-T-2-21
Manifold: Yuken Kogyo, DSGM-03-4009
Control valve: Yuken Kogyo, LSVG-01EH-20-WC-A1-10, zero wrap type,
Rated
Maximum stroke 1.0×10 -3 (m)
Flowmeter: Nippon Flow Control, VS01GPO,
Hydraulic cylinder: JPN, KW-1CA30×75,
Maximum stroke L = 7.5 x 10 -3 (m)
Hydraulic oil: ISO VG32, density 860 (kg/m 3 ) (15°C)
Oil filter: Taisei Kogyo, UM-03-20U-1V
十分な推定値を得るため、ロッド配管体積の異なる2条件、すなわち、ロッド流量計を取り付けた条件(以下CaseA)と取り外した条件(以下CaseB)のもとで同定した。入力は指令電圧であり、計算機(EPSON,LX7700,オンライン化Linux(登録商標),2.53GHz,計測周期1ms,物理メモリ240MB)より、DA変換器(Interface,PCI-3325,12bit)を介して制御弁に印加した。
In order to obtain a sufficient estimated value, identification was made under two conditions with different rod piping volumes, namely, the condition where the rod flowmeter was attached (Case A below) and the condition where the rod flowmeter was removed (Case B below). The input is a command voltage, from a computer (EPSON, LX7700, online Linux (registered trademark), 2.53 GHz,
CaseAの入力、CaseBの入力は次のようにした。
Input for Case A and input for Case B were as follows.
出力uは制御弁内部の差動トランス(0.5×10-3m/10V)、出力p±は圧力センサ(キーエンス,AP-15S),出力sはポテンショメータ(緑測器,LP-100F-C)で計測され,AD変換器(Interface,PCI-3155,16bit)を介して計算機に保存される。 Output u is the differential transformer inside the control valve (0.5×10 −3 m/10V), output p ± is the pressure sensor (Keyence, AP-15S), output s is the potentiometer (Midori Instruments, LP-100F- C) and stored in a computer via an AD converter (Interface, PCI-3155, 16bit).
また、直接計測されないピストン速度と圧力の時間微分値はそれぞれピストン変位圧力から五点近似公式と51次の中央移動平均フィルタを介してオフライン推定される。油温(30±2℃)は熱電対(日本電測,TN1-3.2-10-EXA4M)によって計測される。 Also, the time-differentiated values of the piston velocity and pressure, which are not directly measured, are estimated off-line from the piston displacement pressure through a five-point approximation formula and a 51st-order central moving average filter, respectively. Oil temperature (30±2° C.) is measured by a thermocouple (Nihon Densoku, TN1-3.2-10-EXA4M).
Table1にSTEP1に用いるパラメータを示す。ただし、体積弾性係数は、非特許文献2、3に記載のパラメータ同定法によって同定される。流量行列の次数n×m=128×128=16384とした。STEP2における正規直交基底の打ち切り数はl=64×64=4096とした。
Table 1 shows the parameters used in STEP1. However, the bulk elastic modulus is identified by the parameter identification method described in
(Table1)
(Table 1)
(2)結果と考察
図5に、Aon=2.0V,f=0.5+(4.0-0.5)/35・tHzにおけるCaseAの実験結果を一例として示す。圧力波形の歪みとピストン変位の非対称性が観察された。油圧アームは運動方程式だけでなく連続式にも支配される複雑な非線形系であることが確認される。
(2) Results and Consideration FIG. 5 shows the experimental results of Case A at Aon=2.0V, f=0.5+(4.0−0.5)/35·tHz as an example. Distortion of pressure waveform and asymmetry of piston displacement were observed. It is confirmed that the hydraulic arm is a complex nonlinear system governed not only by the equation of motion but also by the continuity equation.
Table2に実験結果から計算される(オフライン処理により得られる)キャップ圧力、ロッド圧力、スプール変位のそれぞれの最小値とレンジを示す。圧力波形とピストン変位はともに上下限値に達しておらず飽和要素は無視できると考えられる。 Table 2 shows the minimum values and ranges of the cap pressure, rod pressure, and spool displacement calculated from the experimental results (obtained by off-line processing). Both the pressure waveform and the piston displacement do not reach the upper and lower limits, and it is considered that the saturation factor can be ignored.
(Table2)
(Table 2)
図6、図7に、上記のようにして同定されたキャップ側流量行列およびロッド側流量行列の非定常流量要素を示す。比較のため、図8、図9にベルヌーイの式を用いる従来法から計算されるキャップ側流量行列およびロッド側流量行列の非定常流量要素を示す。非特許文献2のパラメータ同定法によって同定された(非特許文献3)ベルヌーイの式における流量ゲインC+,C-は無次元数の流量係数α+、α-にそれぞれ変換すると、
α+=0.62
α-=0.58
となり、常の流量係数0.6~0.8(非特許文献2)との差が十分小さかった。
6 and 7 show unsteady flow rate elements of the cap-side flow rate matrix and the rod-side flow rate matrix identified as described above. For comparison, FIGS. 8 and 9 show unsteady flow rate elements of the cap-side flow rate matrix and the rod-side flow rate matrix calculated by the conventional method using Bernoulli's equation. When the flow rate gains C + and C − in Bernoulli's equation (Non-Patent Document 3) identified by the parameter identification method of
α + =0.62
α − =0.58
, and the difference from the normal flow coefficient of 0.6 to 0.8 (Non-Patent Document 2) was sufficiently small.
図6と図8の比較、図7と図9の比較から、本発明による提案法から同定された非定常流量要素は、推定領域(非零流量の領域)において、従来法から計算される非定常流量要素と巨視的傾向が十分一致した(両者の最大差は、1.4×10-5m3/s、平均差は1.5×10-6m3/s)。図6、図7は十分な推定値に基づく同定実験結果と考えられる。 From the comparison of FIGS. 6 and 8 and the comparison of FIGS. 7 and 9, the unsteady flow rate element identified by the proposed method according to the present invention is non-linear There was good agreement between the steady-state flow factor and the macroscopic trend (maximum difference between the two is 1.4×10 −5 m 3 /s, average difference is 1.5×10 −6 m 3 /s). 6 and 7 are considered to be the results of identification experiments based on sufficient estimated values.
図11には、提案法と従来法による流量の推定値をそれぞれ示す。図11の各グラフにおいて、「Proposed」として示す曲線が提案法による推定値であり、「Bernoulli」として示す曲線が従来法による推定値である。高周波数3.0Hzの場合、0.4s時点にて提案法の出力に外れ値が確認された。外れ値は図10の(p+,u)=(3.0×106,0.075×10-3)付近または、図11の(p-,u)=(3.3×106,0.075×10-3)付近であり、図6の零流量の領域の付近であった。外れ値は、計測困難な領域(そもそも使用頻度の小さい領域)に達したために発生したと考えられる。 FIG. 11 shows estimated values of the flow rate by the proposed method and the conventional method, respectively. In each graph of FIG. 11, the curve indicated as "Proposed" is the estimated value by the proposed method, and the curve indicated as "Bernoulli" is the estimated value by the conventional method. At a high frequency of 3.0 Hz, an outlier was confirmed in the output of the proposed method at 0.4 s. The outliers are around (p + , u)=(3.0×10 6 , 0.075×10 −3 ) in FIG. 10 or (p − , u)=(3.3×10 6 , 0.075×10 −3 ), which is near the zero flow region in FIG. Outliers are thought to have occurred because they reached a difficult-to-measure region (a region with a low frequency of use in the first place).
以上、従来のベルヌーイの式とは異なって、非定常流を再現する流量要素と行列空間上の同定法を提案した。本発明による提案モデルを従来のベルヌーイを用いたモデル、および流量計と比較し、オンラインモデル検証により提案モデルの有効性とオンライン実装の可否を実験により検証した。提案モデルの特徴は、ルックアップテーブルを行列空間の一要素とし、行列として扱うことで機能的に一意に低次元モデルを与える事である。提案モデルの出力は、ベルヌーイに基づく従来表現とは異なり、過渡状態の流量を表現できると考えられる。また、非線形圧力が再現できる点から、以下に述べる非線形圧力推定に応用可能だと考えられる。 As mentioned above, unlike the conventional Bernoulli's equation, we proposed a method of identifying the flow rate element and the matrix space to reproduce the unsteady flow. The proposed model according to the present invention was compared with a conventional model using Bernoulli and a flow meter, and the effectiveness of the proposed model and the feasibility of online implementation were verified by online model verification. The feature of the proposed model is that the lookup table is treated as an element of the matrix space and treated as a matrix to provide a functionally unique low-dimensional model. The output of the proposed model is considered to be able to express the flow rate in the transient state, unlike the conventional expression based on Bernoulli. In addition, from the point that nonlinear pressure can be reproduced, it can be applied to nonlinear pressure estimation described below.
<オンライン推定:圧力推定用オブザーバの構築>
次に、提案法によって同定された非定常流量要素の推定圧力と計測圧力を比較して、上記のように同定される非定常流量要素を用いたキャップ側圧力およびロッド側圧力のオンライン推定について検討する。
<Online Estimation: Construction of Observer for Pressure Estimation>
Next, by comparing the estimated pressure and the measured pressure of the unsteady flow elements identified by the proposed method, online estimation of the cap-side pressure and rod-side pressure using the unsteady flow elements identified above is examined. do.
一般に、計測装置には解像度とレンジのトレードオフが存在する。特に油圧装置の流量計のトレードオフは強く、単一の流量計では解像度とレンジの双方を満足できることが少ない。実際、ベルヌーイの式が普及していることの一因は流量計ではなく圧力計を使用できる点だと考えられる。 In general, there is a trade-off between resolution and range in metrology tools. In particular, the trade-off of flowmeters for hydraulic systems is strong, and a single flowmeter rarely satisfies both resolution and range. In fact, part of the popularity of Bernoulli's equation is thought to be the ability to use a pressure gauge instead of a flow meter.
そこで、流量Q+(p+,u)、Q-(p-,u)ではなく、(式1)の第二式(1-1)と第三式(1-2)に基づいて、圧力p+、p-を検証する。同時に、これら第二式(1-1)と第三式(1-2)を計算機に実装して、オンライン推定が可能であるかどうかを評価する。離散化を必要とするベルヌーイの式と異なって、提案モデルは離散化を必要とせずif文・switch文などの関数を使用することなくして配列として直接実装される。 Therefore , the pressure Verify p + , p − . At the same time, these second formula (1-1) and third formula (1-2) are implemented in a computer to evaluate whether online estimation is possible. Unlike Bernoulli's equation, which requires discretization, the proposed model does not require discretization and is directly implemented as an array without using functions such as if statements and switch statements.
(1)実験方法
実験機はCaseAと同一とする。図6に示される提案法によって同定された非定常流量要素(最適流量行列からなる制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブル)に対して、図10に示される入力Aon=2.0V、f={0.5,5.0}Hzにおけるスプール変位uと圧力p±を入力することによって、流量の推定値を計算する。さらに、流量の推定値とピストン変位s、ピストン速度を第二式(1-1)と第三式(1-2)に代入して、圧力p+、p-をオンライン推定する。
(1) Experiment method The experimental machine is the same as Case A. For the unsteady flow element identified by the proposed method shown in FIG. Calculate an estimate of the flow rate by entering the spool displacement u and the pressure p ± at {0.5, 5.0} Hz. Further, the estimated value of the flow rate, the piston displacement s, and the piston speed are substituted into the second equation (1-1) and the third equation (1-2) to estimate the pressures p + and p − online.
ここで、ピストン速度はピストン変位sから後退一次差分とローパスフィルタ(1次、10Hz)を介して、オンライン推定される。(式1)の第二式(1-1)と第三式(1-2)は双一次変換されて実装される。非定常流量要素に入力される圧力p+、p-は、オンライン推定値であり、初期値を除いて圧力計測値は原則的に使用されない。 Here, the piston velocity is estimated on-line from the piston displacement s through the first-order difference of retraction and a low-pass filter (first-order, 10 Hz). The second equation (1-1) and the third equation (1-2) of (Equation 1) are implemented by bilinear transformation. The pressures p + , p − input to the unsteady flow elements are on-line estimates, and pressure measurements are not used in principle except for initial values.
同様に、Table2のパラメータとベルヌーイの式を用いる従来法から計算される非定常流量要素に対して同一のスプール変位uと圧力p±の計測値を入力することによって、流量の推定値を計算する。さらに、流量の推定値とピストン変位s、ピストン速度を(式1)の第二式(1-1)と第三式(1-2)に代入して、圧力p+、p-をオンライン推定する。 Similarly, calculate the flow rate estimate by inputting the same measured values of spool displacement u and pressure p ± . Furthermore, the estimated value of the flow rate, the piston displacement s, and the piston speed are substituted into the second equation (1-1) and the third equation (1-2) of (Equation 1) to estimate the pressures p + and p − online. do.
(2)結果と考察
図12に同定に使用された低周波数0.5Hzの検証結果、図13に同定に使用されなかった高周波数5.0Hzの検証結果を示す。図12(a)、図13(a)はスプール変位、図12(b)、図13(b)はピストン変位、図12(c)、図13(c)はキャップ側流量、図12(d)、図13(d)はロッド側流量、図12(e)、図13(e)はキャップ側圧力、図12(f)、図13(f)はロッド側圧力を、それぞれ示す。これらの図において、「Proposed」として示す曲線が提案法による推定値であり、「Bernoulli」として示す曲線が従来法による推定値であり、「Sensor」として示す曲線が計測値である。これらの図において、図10のキャップ側圧力p+、ロッド側圧力p-の計測値と、図12および図13のキャップ側圧力p+、ロッド側圧力p-のオンライン推定値の比較から、実行周期を遅らせることなくオンライン推定が実現された。提案法による非定常流量要素による計算機の負荷は十分に小さいと考えられる。なお、図11のレイノルズ数は350程度以下であった。層流ではレイノルズ数は100以下で流量係数が急激に小さくなる(非特許文献2参照)。したがって、流量の符号変化の前後、零流量の領域の付近では油圧アームに実在する非定常流要素のレイノルズ数は小さく、流量差が大きいと考えられる。
(2) Results and Consideration FIG. 12 shows the verification result of the low frequency of 0.5 Hz used for identification, and FIG. 13 shows the verification result of the high frequency of 5.0 Hz that was not used for identification. 12(a) and 13(a) are spool displacement, FIGS. 12(b) and 13(b) are piston displacement, FIGS. 12(c) and 13(c) are cap side flow rates, and FIG. 12(d) ), FIG. 13(d) shows the rod-side flow rate, FIGS. 12(e) and 13(e) show the cap-side pressure, and FIGS. 12(f) and 13(f) show the rod-side pressure, respectively. In these figures, the curve labeled "Proposed" is the estimated value by the proposed method, the curve labeled "Bernoulli" is the estimated value by the conventional method, and the curve labeled "Sensor" is the measured value. In these figures, by comparing the measured values of the cap side pressure p + and rod side pressure p − in FIG. 10 with the online estimated values of the cap side pressure p + and rod side pressure p − in FIGS. Online estimation was realized without delaying the period. The computer load due to the unsteady flow element by the proposed method is considered to be sufficiently small. Note that the Reynolds number in FIG. 11 was about 350 or less. In a laminar flow, the flow coefficient decreases sharply at a Reynolds number of 100 or less (see Non-Patent Document 2). Therefore, before and after the sign change of the flow rate, near the zero flow region, the Reynolds number of the unsteady flow element actually existing in the hydraulic arm is small, and the flow rate difference is considered to be large.
図12および図13において、流量の符号変化の前後、従来法は油圧装置に実在する非定常流要素をモデリングしないため、流量差が大きくなったと考えられる。流量振幅ピークの前後、低周波数0.5Hzの場合、流量の定常特性が強くなって、従来法の定常流の仮定から流量差が小さくなったと考えられる。流量振幅ピークの前後、高周波数3.0Hzの場合、流量の定常特性と比較して流量の符号変化の前後の影響が消失していないため、流量差が大きいと考えられる。 In FIGS. 12 and 13, before and after the sign change of the flow rate, the conventional method does not model the unsteady flow element that actually exists in the hydraulic system, so the flow rate difference is considered to be large. Before and after the flow rate amplitude peak, in the case of the low frequency of 0.5 Hz, the steady state characteristics of the flow rate became stronger, and it is considered that the difference in the flow rate became smaller from the assumption of the steady flow in the conventional method. Before and after the flow rate amplitude peak, in the case of a high frequency of 3.0 Hz, compared to the steady flow rate characteristic, the influence before and after the sign change of the flow rate does not disappear, so the flow rate difference is considered to be large.
図12および図13において、従来法の圧力推定値と比較すると、提案法の圧力推定値は圧力計測値に振幅と位相の点で十分に近かった。特に1.0s付近では従来法の圧力推定値と圧力計測値は大きく異なった。流量の符号変化の前後、定常流を仮定するベルヌーイの式のために従来法は油圧装置に実在する非定常流要素をモデリングできず圧力推定が困難と考えられる。 In FIGS. 12 and 13, compared with the pressure estimates of the conventional method, the pressure estimates of the proposed method were sufficiently close to the pressure measurements in terms of amplitude and phase. Especially around 1.0 s, the pressure estimated value and the pressure measurement value of the conventional method were significantly different. Before and after the sign change of the flow rate, because of Bernoulli's equation that assumes a steady flow, the conventional method cannot model the unsteady flow element that actually exists in the hydraulic system, and it is difficult to estimate the pressure.
Table3に、各周波数におけるFit率の評価結果を示す。 Table 3 shows the evaluation results of the Fit rate at each frequency.
(Table3)
(Table 3)
Table3において、キャップ側圧力のFit率と比較して、ロッド側圧力のFit率は高くなった。ロッド側流量の振幅がキャップ側流量の振幅よりも小さく、流量の符号変化の前後の影響が消失しやすいためと考えられる。同定に使用されなかった高周波数においても提案法によって高いFit率が得られたが、従来法ではキャップ側圧力は負のFit率となった。従来法ではベルヌーイの式が非定常流をモデリングできないためと考えられる。また、キャップ側圧力のFit率と比較して、ロッド側圧力のFit率は高くなった。ロッド側流量の振幅がキャップ側流量の振幅よりも小さいためと考えられる。 In Table 3, the Fit rate for the rod side pressure was higher than the Fit rate for the cap side pressure. This is probably because the amplitude of the rod-side flow rate is smaller than the amplitude of the cap-side flow rate, and the influence before and after the sign change of the flow rate tends to disappear. A high Fit rate was obtained by the proposed method even at high frequencies that were not used for identification, but the cap-side pressure resulted in a negative Fit rate in the conventional method. This is because Bernoulli's equation cannot model the unsteady flow in the conventional method. Also, the Fit rate of the rod side pressure was higher than the Fit rate of the cap side pressure. This is probably because the amplitude of the rod-side flow rate is smaller than the amplitude of the cap-side flow rate.
(圧力推定方法)
以上より、提案法がオンライン実装可能であり、モデル検証の結果、有効であることが確認された。この結果に基づき、油圧装置の制御機構に実装される圧力推定用オブザーバ機能(キャップ側圧力、ロッド側圧力の推定機能)を次のように構築できる。
(Pressure estimation method)
From the above, it was confirmed that the proposed method can be implemented online and is effective as a result of model verification. Based on this result, a pressure estimation observer function (function for estimating cap-side pressure and rod-side pressure) implemented in the control mechanism of the hydraulic system can be constructed as follows.
図1を参照して説明すると、計算機から構成される制御装置4に実装される圧力推定用オブザーバ機能10は、次のステップを経て、キャップ側圧力、ロッド側圧力をオンライン推定する。
油圧制御弁のスプール変位sと、油圧シリンダのキャップ側圧力p+およびロッド側圧力p-とを用いて、制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルLUTから、キャップ側流量Q+(p+,u)およびロッド側流量Q-(p-,u)を検索出力する流量推定ステップ
検索出力されたキャップ側流量Q+(p+、u)およびロッド側流量Q-(p-,u)から、油圧制御弁3のピストン変位sおよび当該ピストン変位sの時間微分と、事前に同定したキャップ側体積弾性率b+およびロッド側体積弾性率b-とを用いて、キャップ側圧力変化率およびロッド側圧力変化率を算出して出力する圧力変化率算出ステップ
算出されたキャップ側圧力変化率およびロッド側圧力変化率をそれぞれ積分して、推定キャップ側圧力および推定ロッド側圧力を算出して出力する推定圧力算出ステップ(以下に、(式1)の第二式(1-1)から得られるキャップ側圧力の算出式を示す。ロッド側圧力の算出も同様である。)
Referring to FIG. 1, the pressure
Cap side flow rate Q + ( p + , u) and a flow rate estimation step for retrieving and outputting the rod side flow rate Q − (p − , u) From the retrieved cap side flow rate Q + (p + , u) and rod side flow rate Q − (p − , u), Using the piston displacement s of the
ここで、流量推定ステップでは、スプール変位sの値として、位置センサ9による測定値を用いる。しかし、初回のキャップ側流量Q+(p+,u)およびロッド側流量Q-(p-,u)の検索出力においては、キャップ側圧力p+およびロッド側圧力p-の値が不明である。そこで、これらの値として、予め定めた任意の初期値を用いる。初回以後のキャップ側流量およびロッド側流量の検索出力のために用いるキャップ側圧力およびロッド側圧力の値は、推定圧力算出ステップにおいて算出された前回の推定キャップ側圧力および推定ロッド側圧力を使用する。先に述べた図12(e)、(f)に示すオンライン推定の実験結果(推定圧力)は、初期の圧力として圧力センサにおける圧力計測値を用いているが、本発明者等の実験によれば、初期値として任意の値を与えた場合においても短時間で推定圧力が実際の圧力に向かって収束することが確認された。
Here, in the flow rate estimation step, the value measured by the
なお、上記の説明においては、制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルLUTは、キャップ側最適流量行列およびロッド側最適流量行列の双方を備えている。また、この制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルLUTを用いたオンライン推定法においては、キャップ側圧力およびロッド側圧力の双方を推定している。本発明は、これら双方の流量行列の推定、双方の圧力推定に限定されるものではない。制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルLUTとして、キャップ側最適流量行列およびロッド側最適流量行列のうちの一方を備えたものを用意し、これを用いたオンライン推定によって、キャップ側圧力およびロッド側圧力のうちの一方の圧力を推定することも勿論可能であり、このような場合も本発明の範囲に包含される。 In the above description, the model-based lookup table LUT for estimating the control flow rate includes both the cap-side optimum flow rate matrix and the rod-side optimum flow rate matrix. Moreover, in the online estimation method using the model-based lookup table LUT for estimating the control flow rate, both the cap-side pressure and the rod-side pressure are estimated. The present invention is not limited to both flow matrix estimations and both pressure estimations. A model-based lookup table LUT for estimating the control flow rate is provided with one of the optimum cap-side flow rate matrix and the rod-side optimum flow rate matrix, and by online estimation using this, the cap-side pressure and rod-side Of course, it is also possible to estimate one of the pressures, and such cases are also included in the scope of the present invention.
1 油圧装置
2 油圧シリンダ
3 油圧制御弁
4 制御装置
5 スプール
6 キャップ側油圧室
7 ロッド側油圧室
8 ピストン
9 位置センサ
10 圧力推定用オブザーバ機能
LUT 制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブル
1
Claims (5)
ステップ1において、前記油圧装置を定義する非線形公称モデルを設定し、前記油圧装置の流量を含まない入出力の計測値をオフライン処理することで、前記非線形公称モデルから、前記キャップ側流量を推定するためのキャップ側流量行列および前記ロッド側流量を推定するためのロッド側流量行列を求め、
ステップ2において、前記ステップ1で求めた前記キャップ側流量行列および前記ロッド側流量行列のそれぞれを低次元化して、前記制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルとして用いるキャップ側最適流量行列およびロッド側最適流量行列を求め、
前記ステップ1においては、
前記油圧装置を表す前記非線形公称モデルを、次の(式1)で表される入力状態方程式により定義し、
前記油圧装置を駆動して、一定のサンプリング周期で、前記油圧制御弁の前記スプール変位に対する前記油圧シリンダのピストン変位と、前記キャップ側圧力および前記ロッド側圧力を測定し、得られた測定値を用いて、オフライン処理により、前記ピストン変位、前記キャップ側圧力および前記ロッド側圧力のそれぞれの時間微分を算出し、
前記非線形公称モデルに基づき、前記キャップ側流量および前記ロッド側流量を、次の(式3-1)、(式3-2)で定義される流量行列で表し、
前記測定によって得られた各測定値と、前記オフライン処理により算出した前記時間微分と、予め同定したキャップ側体積弾性率およびロッド側体積弾性率の値とを用いて、前記キャップ側流量行列および前記ロッド側流量行列を同定し、
前記ステップ2においては、
行列空間におけるヒルベルトの射影定理に基づき、前記キャップ側流量行列および前記ロッド側流量行列の次数を低減して得られる前記キャップ側最適流量行列および前記ロッド側最適流量行列として用いる低次元化行列を、ウォルッシュ関数を用いて、次の(式4-1)、(式4-2)で定め、
前記キャップ側最適流量行列および前記ロッド側最適流量行列のそれぞれにおける非線形流量要素の前記キャップ側流量およびロッド側流量は、次の(式5-1)および(式5-2)
により定義されることを特徴とする油圧装置の制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルの作成方法。 In a hydraulic device having a spool type hydraulic control valve for controlling the supply of hydraulic pressure to a double-acting piston type hydraulic cylinder, the hydraulic pressure is calculated from the spool displacement of the hydraulic control valve and the cap side pressure and rod side pressure of the hydraulic cylinder. A method for creating a model-based lookup table for estimating a control flow rate used for estimating a cap-side flow rate and a rod-side flow rate of hydraulic oil flowing into a cap-side hydraulic chamber and a rod-side hydraulic chamber of a cylinder, respectively, comprising:
In step 1, a nonlinear nominal model that defines the hydraulic system is set, and the cap-side flow rate is estimated from the nonlinear nominal model by offline processing the input/output measurement values that do not include the flow rate of the hydraulic system. Obtaining a rod side flow rate matrix for estimating the cap side flow rate matrix and the rod side flow rate for
In step 2, each of the cap-side flow rate matrix and the rod-side flow rate matrix obtained in step 1 is reduced in dimension, and the cap-side optimum flow rate matrix and rod-side used as a model-based lookup table for estimating the control flow rate Find the optimal flow matrix,
In step 1,
The nonlinear nominal model representing the hydraulic system is defined by an input state equation represented by the following (Equation 1),
By driving the hydraulic device, the piston displacement of the hydraulic cylinder with respect to the spool displacement of the hydraulic control valve, the cap-side pressure, and the rod-side pressure are measured at a constant sampling cycle, and the obtained measured values are using offline processing to calculate the time derivative of each of the piston displacement, the cap side pressure and the rod side pressure,
Based on the nonlinear nominal model, the cap side flow rate and the rod side flow rate are represented by flow matrices defined by the following (Equation 3-1) and (Equation 3-2),
Using each measured value obtained by the measurement, the time derivative calculated by the offline processing, and the cap-side bulk modulus and rod-side bulk modulus values identified in advance, the cap-side flow rate matrix and the Identify the rod-side flow matrix,
In step 2,
Based on Hilbert's projection theorem in matrix space, the cap-side optimum flow rate matrix and the rod-side optimum flow rate matrix obtained by reducing the order of the cap-side flow rate matrix and the rod-side flow rate matrix. Using the Walsh function, the following (Formula 4-1) and (Formula 4-2) are defined,
The cap-side flow rate and the rod-side flow rate of the non-linear flow elements in the cap-side optimum flow rate matrix and the rod-side optimum flow rate matrix, respectively, are expressed by the following (Equation 5-1) and (Equation 5-2)
A method for creating a model-based lookup table for estimating the control flow rate of a hydraulic system, characterized by being defined by:
請求項1に記載の方法により作成された前記キャップ側流量を推定するための前記キャップ側最適流量行列、および、前記ロッド側流量を推定するための前記ロッド側最適流量行列のうちの一方の最適流量行列、または、双方の最適流量行列を備えていることを特徴とする油圧装置の制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブル。 In a hydraulic device having a spool type hydraulic control valve for controlling the supply of hydraulic pressure to a double-acting piston type hydraulic cylinder, the spool displacement of the hydraulic control valve and the cap side pressure or the rod side pressure of the hydraulic cylinder A model-based lookup table for control flow rate estimation used to estimate the control flow rate of hydraulic fluid flowing into the cap-side hydraulic chamber or the rod-side hydraulic chamber of the hydraulic cylinder on which the cylinder pressure acts from at least one of the cylinder pressures. and
Optimizing one of the cap-side optimum flow rate matrix for estimating the cap-side flow rate created by the method according to claim 1 and the rod-side optimum flow rate matrix for estimating the rod-side flow rate A model-based lookup table for control flow estimation of a hydraulic system, characterized in that it comprises a flow matrix or an optimum flow matrix of both.
前記油圧制御弁のスプール変位および前記油圧シリンダのキャップ側圧力を用いて、前記制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルから、前記キャップ側流量を検索出力する流量推定ステップと、
検索出力された前記キャップ側流量から、前記油圧シリンダのピストン変位および当該ピストン変位の時間微分と、事前に同定したキャップ側体積弾性率を用いて、キャップ側圧力変化率を算出して出力する圧力変化率算出ステップと、
算出された前記キャップ側圧力変化率をそれぞれ積分して、推定キャップ側圧力を算出して出力する推定圧力算出ステップと
を有しており、
前記流量推定ステップでは、
前記スプール変位の値として位置センサによる測定値を用い、
初回の前記キャップ側流量および前記ロッド側流量の検索出力のために用いる前記キャップ側圧力の値として、予め定めた任意の初期値を用い、
初回以後の前記キャップ側流量の検索出力のために用いる前記キャップ側圧力の値として、前記推定圧力算出ステップで得られる前回の前記推定キャップ側圧力を使用する
油圧装置の圧力推定方法。 Hydraulic spool type for controlling the supply of hydraulic pressure to a double-acting piston type hydraulic cylinder using the model-based lookup table for estimating the control flow rate according to claim 2, which includes the optimum flow rate matrix for the cap side. A hydraulic system pressure estimation method for estimating the cap side pressure of the hydraulic cylinder in a hydraulic system having a control valve,
a flow rate estimation step of searching and outputting the cap-side flow rate from the model-based lookup table for estimating the control flow rate using the spool displacement of the hydraulic control valve and the cap-side pressure of the hydraulic cylinder;
From the retrieved and output cap-side flow rate, the cap-side pressure change rate is calculated and output using the piston displacement of the hydraulic cylinder, the time derivative of the piston displacement, and the cap-side bulk elastic modulus identified in advance. a rate of change calculation step;
and an estimated pressure calculation step of integrating each of the calculated cap-side pressure change rates to calculate and output an estimated cap-side pressure,
In the flow estimation step,
Using a value measured by a position sensor as the value of the spool displacement,
Using an arbitrary predetermined initial value as the value of the cap-side pressure used for initial search output of the cap-side flow rate and the rod-side flow rate,
A pressure estimating method for a hydraulic system, wherein the previous estimated cap-side pressure obtained in the estimated pressure calculating step is used as the value of the cap-side pressure used for retrieval output of the cap-side flow rate after the first time.
複動ピストン形の油圧シリンダに対する油圧の供給を制御するスプール形式の油圧制御弁を備えた油圧装置における、前記油圧シリンダのキャップ側圧力および前記ロッド側圧力を推定する油圧装置の圧力推定方法であって、
前記油圧制御弁のスプール変位と、前記油圧シリンダのキャップ側圧力およびロッド側圧力とを用いて、前記制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルから、前記キャップ側流量および前記ロッド側流量を検索出力する流量推定ステップと、
検索出力された前記キャップ側流量および前記ロッド側流量から、前記油圧シリンダのピストン変位および当該ピストン変位の時間微分と、事前に同定したキャップ側体積弾性率およびロッド側体積弾性率とを用いて、キャップ側圧力変化率およびロッド側圧力変化率を算出して出力する圧力変化率算出ステップと、
算出された前記キャップ側圧力変化率および前記ロッド側圧力変化率をそれぞれ積分して、推定キャップ側圧力および推定ロッド側圧力を算出して出力する推定圧力算出ステップと
を有しており、
前記流量推定ステップでは、
前記スプール変位の値として位置センサによる測定値を用い、
初回の前記キャップ側流量および前記ロッド側流量の検索出力のために用いる前記キャップ側圧力および前記ロッド側圧力の値として、予め定めた任意の初期値を用い、
初回以後の前記キャップ側流量および前記ロッド側流量の検索出力のために用いる前記キャップ側圧力および前記ロッド側圧力の値として、前記推定圧力算出ステップで得られる前回の前記推定キャップ側圧力および前記推定ロッド側圧力を使用する
油圧装置の圧力推定方法。 As the model-based lookup table for estimating the control flow rate according to claim 2, using a table that includes both the cap-side optimum flow rate matrix and the rod-side optimum flow rate matrix,
A hydraulic system pressure estimation method for estimating the cap side pressure and the rod side pressure of a hydraulic cylinder in a hydraulic system having a spool-type hydraulic control valve for controlling the supply of hydraulic pressure to a double-acting piston hydraulic cylinder. hand,
Using the spool displacement of the hydraulic control valve and the cap-side pressure and the rod-side pressure of the hydraulic cylinder, search and output the cap-side flow rate and the rod-side flow rate from the model-based lookup table for estimating the control flow rate. a flow rate estimation step for
Using the piston displacement of the hydraulic cylinder, the time derivative of the piston displacement, and the previously identified cap-side bulk modulus and rod-side bulk modulus, a pressure change rate calculation step of calculating and outputting the cap side pressure change rate and the rod side pressure change rate;
an estimated pressure calculation step of integrating the calculated cap-side pressure change rate and rod-side pressure change rate, respectively, to calculate and output an estimated cap-side pressure and an estimated rod-side pressure,
In the flow estimation step,
Using a value measured by a position sensor as the value of the spool displacement,
Using an arbitrary predetermined initial value as the values of the cap side pressure and the rod side pressure used for the initial search output of the cap side flow rate and the rod side flow rate,
The previous estimated cap side pressure and the estimated A hydraulic system pressure estimation method using rod-side pressure.
前記油圧制御弁のスプール変位と、前記油圧シリンダのキャップ側圧力およびロッド側圧力とを用いて、事前に作成した制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルから、前記油圧シリンダのキャップ側油圧室およびロッド側油圧室にそれぞれ流入する作動油のキャップ側流量およびロッド側流量を検索出力する流量推定ステップと、
検索出力された前記キャップ側流量および前記ロッド側流量から、前記油圧シリンダのピストン変位および当該ピストン変位の時間微分と、事前に同定したキャップ側体積弾性率およびロッド側体積弾性率とを用いて、キャップ側圧力変化率およびロッド側圧力変化率を算出して出力する圧力変化率算出ステップと、
算出された前記キャップ側圧力変化率および前記ロッド側圧力変化率をそれぞれ積分して、推定キャップ側圧力および推定ロッド側圧力を算出して出力する推定圧力算出ステップと
を有しており、
前記油圧装置を表す非線形公称モデルを、次の(式1)で表される入力状態方程式により定義し、
前記油圧装置を駆動して、一定のサンプリング周期で、前記油圧制御弁の前記スプール変位に対する前記油圧シリンダのピストン変位と、前記キャップ側圧力および前記ロッド側圧力を測定し、得られた測定値を用いて、オフライン処理により、前記ピストン変位、前記キャップ側圧力および前記ロッド側圧力のそれぞれの時間微分を算出し、
前記非線形公称モデルに基づき、前記キャップ側流量および前記ロッド側流量を、次の(式3-1)、(式3-2)で定義される流量行列で表し、
前記測定によって得られた各測定値と、前記オフライン処理により算出した前記時間微分と、予め同定したキャップ側体積弾性率およびロッド側体積弾性率の値とを用いて、前記キャップ側流量行列および前記ロッド側流量行列を同定し、
同定された前記キャップ側流量行列および前記ロッド側流量行列により、前記制御流量推定用のモデルベーストルックアップテーブルが定義されており、
前記流量推定ステップでは、
前記スプール変位の値として位置センサによる測定値を用い、
初回の前記キャップ側流量および前記ロッド側流量の検索出力のために用いる前記キャップ側圧力および前記ロッド側圧力の値として、予め定めた任意の初期値を用い、
初回以後の前記キャップ側流量および前記ロッド側流量の検索出力のために用いる前記キャップ側圧力および前記ロッド側圧力の値として、前記推定圧力算出ステップで得られる前回の前記推定キャップ側圧力および前記推定ロッド側圧力を使用する
油圧装置の圧力推定方法。 A hydraulic system pressure estimation method for estimating a cap side pressure and a rod side pressure of a hydraulic cylinder in a hydraulic system having a spool type hydraulic control valve for controlling supply of hydraulic pressure to a double-acting piston hydraulic cylinder, comprising: ,
Using the spool displacement of the hydraulic control valve and the cap-side pressure and rod-side pressure of the hydraulic cylinder, from a model-based lookup table for estimating the control flow rate created in advance, the cap-side hydraulic chamber of the hydraulic cylinder and the a flow rate estimation step of searching and outputting a cap-side flow rate and a rod-side flow rate of hydraulic oil flowing into the rod-side hydraulic chamber;
Using the piston displacement of the hydraulic cylinder, the time derivative of the piston displacement, and the previously identified cap-side bulk modulus and rod-side bulk modulus, a pressure change rate calculation step of calculating and outputting the cap side pressure change rate and the rod side pressure change rate;
an estimated pressure calculation step of integrating the calculated cap-side pressure change rate and rod-side pressure change rate, respectively, to calculate and output an estimated cap-side pressure and an estimated rod-side pressure,
A nonlinear nominal model representing the hydraulic system is defined by an input state equation represented by the following (Equation 1),
By driving the hydraulic device, the piston displacement of the hydraulic cylinder with respect to the spool displacement of the hydraulic control valve, the cap-side pressure, and the rod-side pressure are measured at a constant sampling cycle, and the obtained measured values are using offline processing to calculate the time derivative of each of the piston displacement, the cap side pressure and the rod side pressure,
Based on the nonlinear nominal model, the cap side flow rate and the rod side flow rate are represented by flow matrices defined by the following (Equation 3-1) and (Equation 3-2),
Using each measured value obtained by the measurement, the time derivative calculated by the offline processing, and the cap-side bulk modulus and rod-side bulk modulus values identified in advance, the cap-side flow rate matrix and the Identify the rod-side flow matrix,
A model-based lookup table for estimating the control flow rate is defined by the identified cap-side flow rate matrix and rod-side flow rate matrix,
In the flow estimation step,
Using a value measured by a position sensor as the value of the spool displacement,
Using an arbitrary predetermined initial value as the values of the cap side pressure and the rod side pressure used for the initial search output of the cap side flow rate and the rod side flow rate,
The previous estimated cap side pressure and the estimated A hydraulic system pressure estimation method using rod-side pressure.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2018199323A JP7138936B2 (en) | 2018-10-23 | 2018-10-23 | A method for creating a model-based lookup table for estimating the control flow rate of a hydraulic system, a model-based lookup table for estimating the control flow rate, and a method for estimating pressure |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2018199323A JP7138936B2 (en) | 2018-10-23 | 2018-10-23 | A method for creating a model-based lookup table for estimating the control flow rate of a hydraulic system, a model-based lookup table for estimating the control flow rate, and a method for estimating pressure |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2020067338A JP2020067338A (en) | 2020-04-30 |
JP7138936B2 true JP7138936B2 (en) | 2022-09-20 |
Family
ID=70390050
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2018199323A Active JP7138936B2 (en) | 2018-10-23 | 2018-10-23 | A method for creating a model-based lookup table for estimating the control flow rate of a hydraulic system, a model-based lookup table for estimating the control flow rate, and a method for estimating pressure |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP7138936B2 (en) |
Families Citing this family (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
KR102391162B1 (en) * | 2020-10-05 | 2022-04-26 | 에스케이씨 주식회사 | Film for bonding and light transmitting layered product comprising of the same |
Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP6157365B2 (en) | 2011-03-03 | 2017-07-05 | イートン コーポレーションEaton Corporation | Fault detection, isolation and reconfiguration system and method for controlling an electrohydraulic system used in construction machinery |
JP6226320B2 (en) | 2013-10-16 | 2017-11-08 | 国立大学法人信州大学 | Parameter identification method, identification device and identification program for vertical articulated hydraulic manipulator |
CN108227676A (en) | 2017-12-28 | 2018-06-29 | 浙江工业大学 | The online fault detect of valve-controlled cylinder electrohydraulic servo system, estimation and localization method |
JP6815299B2 (en) | 2017-09-22 | 2021-01-20 | 株式会社神戸製鋼所 | Method of estimating parameters of hydraulic system |
Family Cites Families (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPS62298111A (en) * | 1986-06-17 | 1987-12-25 | Nec Corp | Semiconductor device |
-
2018
- 2018-10-23 JP JP2018199323A patent/JP7138936B2/en active Active
Patent Citations (4)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP6157365B2 (en) | 2011-03-03 | 2017-07-05 | イートン コーポレーションEaton Corporation | Fault detection, isolation and reconfiguration system and method for controlling an electrohydraulic system used in construction machinery |
JP6226320B2 (en) | 2013-10-16 | 2017-11-08 | 国立大学法人信州大学 | Parameter identification method, identification device and identification program for vertical articulated hydraulic manipulator |
JP6815299B2 (en) | 2017-09-22 | 2021-01-20 | 株式会社神戸製鋼所 | Method of estimating parameters of hydraulic system |
CN108227676A (en) | 2017-12-28 | 2018-06-29 | 浙江工业大学 | The online fault detect of valve-controlled cylinder electrohydraulic servo system, estimation and localization method |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
JP2020067338A (en) | 2020-04-30 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
Saravanakumar et al. | A review on recent research trends in servo pneumatic positioning systems | |
Lee et al. | A study on tracking position control of pneumatic actuators | |
Niksefat et al. | Design and experimental evaluation of a robust force controller for an electro-hydraulic actuator via quantitative feedback theory | |
Aschemann et al. | Comparison of model-based approaches to the compensation of hysteresis in the force characteristic of pneumatic muscles | |
CN110928182B (en) | Robust self-adaptive repetitive control method of hydraulic servo system based on state estimation | |
Meng et al. | Integrated direct/indirect adaptive robust motion trajectory tracking control of pneumatic cylinders | |
CN110515302B (en) | Reverse step self-adaptive neural network control method for hydraulic position servo system | |
Sorli et al. | Dynamic analysis of pneumatic actuators | |
Righettini et al. | Nonlinear model of a servo-hydraulic shaking table with dynamic model of effective bulk modulus | |
Sobczyk et al. | A continuous version of the LuGre friction model applied to the adaptive control of a pneumatic servo system | |
JP7138936B2 (en) | A method for creating a model-based lookup table for estimating the control flow rate of a hydraulic system, a model-based lookup table for estimating the control flow rate, and a method for estimating pressure | |
CN111290276A (en) | Fractional order integral sliding mode control method for neural network of hydraulic position servo system | |
Hildebrandt et al. | Optimal system design of SISO-servopneumatic positioning drives | |
Maneetham et al. | Modeling, simulation and control of high speed nonlinear hydraulic servo system | |
Falcão Carneiro et al. | Pneumatic servo valve models based on artificial neural networks | |
Saleem et al. | Mixed-reality environment for frictional parameters identification in servo-pneumatic system | |
Richiedei | Synchronous motion control of dual-cylinder electrohydraulic actuators through a non-time based scheme | |
Ren et al. | Experimental tracking control for pneumatic system | |
Prsic et al. | Describing function of the pneumatic flapper-nozzle valve | |
Elmasry et al. | Passive pneumatic teleoperation system | |
Muzy et al. | Positioning system of a pneumatic actuator driven by proportional pressure regulator valves | |
Yi et al. | Research for the clamping force control of pneumatic manipulator based on the mixed sensitivity method | |
Yin et al. | A nonlinear feedback tracking control for pneumatic cylinders and experiment study | |
Kuwahara et al. | A design method of a robust controller for hydraulic actuation with disturbance observers | |
Mohan et al. | Comparison of servo positioning performance of pneumatic cylinders using proportional valve method and PWM control method |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A80 | Written request to apply exceptions to lack of novelty of invention |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A80 Effective date: 20181107 |
|
A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20210804 |
|
TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20220829 |
|
A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20220830 |
|
A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20220831 |
|
R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Ref document number: 7138936 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |