WO1993008115A1 - Method and apparatus for controlling prevention of deflection of rope of crane - Google Patents

Method and apparatus for controlling prevention of deflection of rope of crane Download PDF

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Naotake Shibata
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Kabushiki Kaisha Yaskawa Denki
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66C—CRANES; LOAD-ENGAGING ELEMENTS OR DEVICES FOR CRANES, CAPSTANS, WINCHES, OR TACKLES
    • B66C13/00—Other constructional features or details
    • B66C13/18—Control systems or devices
    • B66C13/22—Control systems or devices for electric drives
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66C—CRANES; LOAD-ENGAGING ELEMENTS OR DEVICES FOR CRANES, CAPSTANS, WINCHES, OR TACKLES
    • B66C13/00—Other constructional features or details
    • B66C13/04—Auxiliary devices for controlling movements of suspended loads, or preventing cable slack
    • B66C13/06—Auxiliary devices for controlling movements of suspended loads, or preventing cable slack for minimising or preventing longitudinal or transverse swinging of loads
    • B66C13/063—Auxiliary devices for controlling movements of suspended loads, or preventing cable slack for minimising or preventing longitudinal or transverse swinging of loads electrical

Definitions

  • the present invention relates to a method and an apparatus for suppressing rope runout vibration of a suspension crane having a traveling device and a hoist on a trolley or a container crane having a traverse device and a hoist by a lobe trolley drive system.
  • a suspended crane having a traveling device and a hoist on a trolley truck generally has a trolley truck 1 traveling on rails 3 by wheels 2 as shown in FIG. It is rotationally driven via a reduction gear 12 by a traveling motor 11 mounted above.
  • An electromagnetic brake 13 and a speed detector 14 for detecting the speed of the traveling motor 11 are mounted on the rotating shaft of the motor 11.
  • a hoisting machine 4 equipped with a hoisting drum 41 is installed on the trolley 1 so that the hoisting drum 41 is rotated by a hoisting electric motor 42 via a reduction gear 43. is there.
  • a motor speed detector 45 composed of an electromagnetic brake 44 and a pulse signal generator is attached to the rotating shaft of the hoisting motor 42.
  • a rope 5 is wound around the hoisting drum 41, and the suspended load 6 is suspended by the rope 5.
  • FIG. 2 is a block diagram of a travel drive control unit 2 0, enter the speed command signal of the speed Sashiawase unit 2 1 a linear ⁇ unit 2 2, where the resulting ramp speed command N RF and the speed detector 1
  • the deviation from the speed feedback signal N MFB detected by step 4 is input to the speed controller 23 having an integrator with a proportional gain A and a time constant, and amplified, and the speed command signal TRF is output.
  • the speed command signal T RF is input to a motor torque controller 24 for controlling the motor torque with a first-order lag time constant r T , and the torque ⁇ ⁇ of the traction motor 11 is controlled. Control the speed.
  • the speed feedback signal ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ is generated by rotating the motor via a first-order lag element.
  • 2 5 is a block representing ⁇ as the mechanical time constant of the traveling motor 1 1
  • ⁇ ⁇ is the motor New paper Speed (P u).
  • 2 7 is a block representing a motion model of the deflection angle of the rope,
  • Reference numeral 28 denotes a block representing a model of the load torque 1 ⁇ (p.U) of the motor.
  • V R is the traveling speed of the trolley carriage 1 corresponding to the rated speed of the traveling motor 1 1 (mZsec)
  • g gravitational acceleration (mZsec 2)
  • ⁇ is the angular frequency of that oscillation of the suspended load 6 (rad / sec)
  • L L
  • ⁇ is the deflection angle (rad) of the rope 5.
  • m. Is the load (P. u) of the trolley 1 and m] is the weight (P. u) of the suspended load 6.
  • k! is a friction torque conversion coefficient of the friction torque generated by the weight of the trolley 1 and the suspended load 6 converted to the traveling drive shaft of the trolley.
  • a ramp-shaped acceleration / deceleration speed control obtained by inputting a high-speed or low-speed speed control signal to the linear control device 22 by the speed control 21 is performed.
  • Figure 3 shows the relationship between the speed i command and the motor speed, rope swing angle, motor torque, and load torque.Rope swing vibration occurs continuously during trolley bogie traveling acceleration and deceleration, and the trolley bogie It shows unstable variable speed characteristics.
  • the deflection angle 0 of the rope is indicated by (:.).
  • the present invention provides a traveling motor for travelingly driving a trolley truck, and outputs a speed signal detected by a speed detector of the traveling motor and an output of a speed indicator of the traveling motor via a linear commander.
  • a travel drive control device having a control function of calculating a torque command from a deviation signal from a speed command signal by a proportional controller and an integrator or a speed controller having only a proportional gain, and controlling the speed of the traveling motor in accordance with the torque command.
  • the first means is obtained by multiplying a signal obtained by differentiating a speed detection signal (NMFB ) of the traveling motor through a filter having a first-order lag element by a mechanical time constant of the traveling motor.
  • the estimated value (ETA) of the motor acceleration torque signal is obtained by a motor acceleration torque calculator, and the estimated value (ETA) of the motor acceleration torque signal is calculated from the output torque command signal (T RF ) of the speed controller.
  • An estimated value (ETL) of the load torque signal is obtained by calculation, and a signal obtained by dividing a signal obtained by subtracting the friction torque of the load of the traveling motor from the estimated value (ETL) of the load torque by a measured value of the suspended load amount is obtained.
  • the calculated value of the swing angle of the rope (E is calculated by passing through a filter with a first-order lag element.
  • the speed control signal (N RF1 ) is used to reduce the speed correction signal (N RFDP ).
  • the first means when calculating the motor acceleration torque, a force obtained by multiplying a signal obtained by differentiating a speed detection signal by a mechanical time constant of the traveling motor ;;
  • the third means is obtained by multiplying a signal obtained by differentiating the speed detection signal (NMFB ) of the traveling motor through a filter having a first-order lag element by a mechanical time constant of the traveling motor.
  • the estimated value of the motor acceleration torque signal (ETA) is obtained by the motor acceleration torque calculator, and the estimated value of the moving friction torque (ETF) of the trolley truck is obtained from the measured suspended load by the moving friction torque calculator.
  • the output signal ( ⁇ ) of the angle calculator is multiplied by the measured value of the suspended load to obtain an estimated value (ETL11) of the movement resistance of the trolley truck received by the suspended load, and further, the estimated value of the motor acceleration torque (ETA) is obtained.
  • ETL11 estimated value of the movement resistance of the trolley truck received by the suspended load
  • ETM estimated value of the trolley bogie's moving resistance
  • the deviation between the output torque engagement signal (TR F ) of the speed controller and the estimated value (ETM) of the motor torque signal is calculated, and the signal obtained by multiplying the deviation signal by a proportional gain (G) is calculated.
  • the swing angle of the rope is calculated by outputting through a filter with a first-order lag element.
  • Relationship shown by the following formula 2 is between the speed N M of the trolley carriage travel speed V, the electric motor for running.
  • Equation 2 V R N M (2) Substituting Equation 2 into Equation 1 yields Equation 3 below.
  • Equation 5 shows that it is equivalent to the motion model of the swing angle of the rope in block 27 in FIG.
  • Equation 6 shows that the deflection angle 0 vibrates.
  • the trolley starts accelerating, it starts to vibrate, and even after the acceleration is over, the force that attenuates the vibration of the rope sway is air resistance, etc., and it takes a considerable amount of time before the sway stops.
  • N M of the right side of the equation 4 (s) is - it is sufficient to control the N M (s) to include the function of the right-hand side of equation 4 of the following formula 7 Divide as shown on the right.
  • 5 is the damping coefficient of the runout vibration.
  • Equation 8 When the right side of Equation 7 and the left side of Equation 4 are placed equally and rearranged for 0 (s), the following Equation 8 is obtained. s 2 0 (s) + 25o s s 0 ( ⁇ ) + ⁇ 2 6 (8)
  • Equation 9 increases the damping coefficient 5 from 0, and when it approaches 1, the angular frequency of the vibration of the vibration becomes 0. Approaching, indicating that it is possible to suppress the vibration of the rope runout.
  • N M (s) is obtained from Equation 7
  • Equation 10 is obtained.
  • Equation 11 Inverting both sides of Equation 10 to obtain N M (t) gives Equation 11 below.
  • Equation 11 The first term on the right-hand side of Equation 11 indicates the motor speed during acceleration by acceleration, and the speed command N RF of the output of the linear coupling device 22 in FIG. Is approximately equal to
  • Equation 11 is a damping signal for suppressing the shake, and is a function of the shake angle 0 and the angular frequency ⁇ .
  • motor speed ⁇ ⁇ (p. ⁇ ) is the may be given a speed finger if the I urchin travel drive control unit to be indicated rate equation 1 1.
  • the calculation principle of the first method utilizes a dynamic relationship in which the load of a suspended load acts on the drive system of a trolley truck.
  • Fig. 5 shows the mechanical relationship that the trolley truck receives from the load of the suspended load.
  • the rope tension is the sum of the component force m! G cos0 of the gravity g of the suspended load and the centrifugal force generated by the circular motion due to the swing of the suspended load. This centrifugal force is very small compared to the gravitational force due to the gentle arc motion, and if this is ignored, the rope tension will be mig cos.
  • the force received by the trolley cart is the component of the rope tension as shown in Fig. 5.
  • g approximates S.
  • the load torque of the traveling trolley truck is a function of the product of the gravity of the suspended load and the deflection angle of 0.
  • this relationship is used to calculate the deflection angle of the rope from the load torque of the trolley truck. Is calculated.
  • the operation principle of the second method is based on the equation of motion of the rope run-out.From the winding drum to the suspended load, which counts and measures the pulses of the pulse generator attached to the motor drive shaft of the hoisting machine, From the rope length L E Cm) and the acceleration of gravity g (mZsec), the angular frequency estimate ⁇ ⁇ (radZsec) of the swing angle of the rope can be obtained by the following equation 13.
  • Equation 4 the rope swing angle 0 (s) is replaced by the rope swing angle estimated value ES (s), and the motor speed N M (S) is replaced by the motor Equation 14 in which the arrest degree detection signal N mfb (S) and the angular frequency ⁇ of the swing angle of the rope are replaced with the estimated angular frequency ⁇ ⁇ is approximately established.
  • Equation 15 Dividing both sides of Equation 14 by s 2 and rearranging it gives Equation 15:
  • FIG. 1 is a configuration explanatory view of a suspension crane that runs a trolley equipped with a traveling drive device and a hoisting drive device.
  • New - FIG. 2 is a block diagram showing a conventional traveling drive device.
  • FIG. 3 is an acceleration / deceleration characteristic diagram of a conventional traveling drive device.
  • FIG. 4 is a block diagram showing a basic configuration of the traveling drive control device of the present invention.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram showing a dynamic relationship that the trolley bogie traveling device receives due to the load of the suspended load.
  • FIG. 6 is a block diagram showing an embodiment (1) of the traveling drive control device of the present invention.
  • FIG. 7 is a block diagram showing an embodiment (2) of the traveling drive control device according to the present invention.
  • FIG. 8 is a block diagram showing an embodiment (3) of the traveling drive control device of the present invention.
  • FIG. 9 is a block diagram showing an embodiment (4) of the traveling drive control device of the present invention.
  • FIG. 10 is a block diagram showing an embodiment (5) of the traveling drive control device of the present invention.
  • FIG. 11 is an explanatory view of a configuration of a rope drive type crane in which a traversing drive device and a hoisting drive device are installed on a fixed side.
  • FIG. 12 is an acceleration / deceleration characteristic diagram of the traveling drive control device for the trolley bogie according to the present invention.
  • FIGS. 6, 7, 8, 9 and 10 are block diagrams of a traveling drive control device for a trolley truck having a speed controller according to the present invention. Note that the same components as those in FIGS. 1 and 2 described in the description of the conventional example have the same names and the same reference numerals, and a description thereof will be omitted.
  • the signal of the speed detector 14 attached to the drive shaft of the traveling motor 1 1 is used as the output signal N RF of the speed commander 21 .
  • the signal N MFB passed through the filter 26 having a first-order delay element is fed back.
  • the speed controller 23 When the speed command NRF1 , the motor speed detection signal NMFB, and the deviation thereof are input to the speed controller 23, a signal obtained by multiplying the speed deviation signal by a proportional gain A and the signal are further converted to a time constant ⁇ . The signal obtained by adding the integrated signal is output as the torque command signal TRF . If the speed controller 23 has only the proportional gain A, the speed deviation signal A signal obtained by multiplying the output as T RF.
  • the signal obtained by multiplying the sum of) by the conversion coefficient k 1E to the friction torque of the trolley bogie traveling drive shaft is the estimated value of the trolley bogie's friction torque ETF (p. U) signal.
  • the estimated friction torque (P.u) of the trolley bogie is added to the signal obtained by subtracting the motor acceleration / deceleration torque signal ETA (p.u) from the torque coupling signal T RF (p.u) output from the speed controller 23.
  • the signal obtained by dividing the signal ETL (p.u) obtained by the weight of the suspended load 6 m) E (p. ⁇ ) passes through a filter having a first-order lag element with a time constant of F , thereby obtaining the deflection angle of the rope.
  • An estimate ES (rad) is calculated.
  • the damping controller 3 3 calculates the deflection angle E 0 (rad), the set damping coefficient 5 (p.u), the acceleration of gravity g (mZsec 2 ), and the rated speed of the traveling motor 11.
  • the traveling speed V R (m / sec) of the corresponding trolley 1 and the winding obtained by counting the pulses of a speed detector 45 that generates a pulse signal for speed detection attached to the drive shaft of the hoist motor 42.
  • a speed correction signal N RPDP (p. ⁇ ) for damping control is calculated by the following equation 16 :
  • the speed controller calculates the deviation from the speed detection signal N MFB ( p.u ) using the speed command signal N RFI ( p.u ) obtained by subtracting the run-out damping control speed command correction signal N RFDP ( p.u ) from the speed controller. If you enter two 3, the speed controller 2 3 motor speed N M performs the speed control so as to follow the speed Sashiawase N RF, the.
  • the input signal of the acceleration torque calculator 30 of the traveling motor is the motor speed detection signal N MFB , whereas in the embodiment (2), the input signal is the speed command signal N RF). There is a difference only.
  • the signal obtained by differentiating the speed command signal NRF] by the acceleration torque calculator 30 of the traveling motor is passed through a filter having a first-order lag element of M by using a time constant as a signal.
  • the estimated value ETA of the motor acceleration torque signal is calculated by multiplying the mechanical time constant by M.
  • FIG. 8 of the embodiment (3) and FIG. 6 of the embodiment (1) are the same except that the rope swing angle calculators 32 and 32A are different, and the other is completely the same. Regarding 8, only the differences will be explained.
  • the rope deflection angle calculator 32A firstly calculates the traveling resistance ETL 1 of the trolley truck which is subjected to the lifting load obtained by multiplying the output signal E ⁇ of the rope deflection angle calculator 32A by the above-mentioned suspended load amount measurement value m IE.
  • An estimated value ETM (p. ⁇ ) of the motor torque is calculated by adding 1 (p. U), the running friction torque ETF of the trolley bogie, and the acceleration torque ETA of the running motor.
  • the rope deflection angle is calculated from the load torque of the traveling motor, whereas in the embodiment (4), the rope deflection angle is calculated by the rope deflection angle calculator 34 from the traveling motor speed. There is a difference only in the calculation.
  • the rope deflection angle calculator 34 of the embodiment (4) will be described.
  • the trolley truck corresponding to the rated speed of the traveling motor is provided in the speed detection signal N MFB ( p.U ) of the traveling motor of the trolley truck.
  • the signal obtained by dividing the signal obtained by multiplying the traveling speed V R (mZfflin) by the acceleration of gravity g (mZsec 2 ) and the estimated rope swing angle E 0 (rad) which is the output signal of the rope swing angle calculator 31 are integrated over time. From the measured signal L E (m) and the acceleration g (mZsec 2 ) of the lobe from the hoisting drum of the hoist to the suspended load.
  • the swing angle calculator 34 calculates the The deflection angle estimation value ES (rad) is output.
  • the damping controller 35 of the embodiment (5) combines the rope deflection angle calculator 34 of the embodiment (3) with the calculation function of the damping controller 33 to control the traveling speed of the trolley bogie corresponding to the rated speed of the traction motor. it is constructed by erasing the V R.
  • the output signal of the damping controller 33 of the embodiment (4) and the output signal of the damping controller 35 of the embodiment (5) are exactly the same signal.
  • the arrest detection signal N MFB which is the input signal of the rope deflection angle calculator 34 of the embodiment (4) ⁇ ⁇
  • the transfer function from to the damping control speed command correction signal NRFDP which is the output signal of the damping controller, is shown in the following equation (1).
  • Equations 17 and 18 indicate that the transfer functions are exactly the same.
  • the crane in which the traveling drive device and the hoisting drive device are mounted on the trolley bogie has been described.
  • the traverse drive device and the hoisting drive device are mounted on the fixed side.
  • the present invention can be applied as it is to a crane that drives a trolley traversing vehicle by a certain rope trolley drive system, for example, a container crane.
  • 50 is a traversing device
  • 51 is a rail
  • 52 is a trolley traversing truck
  • 53 is a hoisting device
  • 54 is a container that is a suspended load
  • 55 is a control device
  • 56 is a traversing rope.
  • FIG. 12 shows a case where the vibration suppression method of the present invention corresponding to FIG. 3 of the conventional example is applied. It shows the characteristics of the trolley truck in the case. Here, the swing of the rope is sufficiently suppressed, and the variable speed characteristic of the trolley bogie is more stable than the characteristic of the conventional example shown in FIG. 3.
  • the rope in addition to the estimated value of the rope deflection angle obtained by the deflection angle calculator 38, the rope also calculates the rope deflection angle detected by using the lobe deflection angle detector 29. May be.
  • the vibration caused by the swing of the mouthpiece that occurs during the acceleration and deceleration of the trolley truck is suppressed, and it is not necessary to stop the swing by the manual operation of the crane operator.
  • the trolley truck can run at high speed, and the transfer capacity of the crane automatically driven can be significantly improved.
  • the present invention can be used for suppressing a swing signal of a rope such as a suspension crane having a traveling device and a hoist on a trolley and a container crane having a traversing device and a hoist using a mouth-to-roll trolley. it can.

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Description

一 一 明 細 書
クレーンのロープ振れ止め制御方法及び装置
〔技術分野〕
本発明は、 トロリ台車上に走行装置と巻上機を有する懸垂式クレーン、 または ローブトロリ駆動方式による横行装置と巻上機を有するコンテナクレーンのロー プ振れ振動抑制方法及び装置に関する。
〔背景技術〕
トロリ台車上に走行装置と巻上機を有する懸垂式クレーンは一般に、 図 1に示 すように、 トロリ台車 1が車輪 2によりレール 3上を走行するようにしてあり、 車輪 2はトロリ台車 1上に据え付けられた走行用電動機 1 1により減速機 1 2を 介して回転駆動される。 電動機 1 1の回転軸には電磁ブレーキ 1 3と走行用電動 機 1 1の速度を検出する速度検出器 1 4が取り付けられている。
トロリ台車 1には巻上ドラム 4 1を備えた巻上機 4が据え付けられており、 巻 上用電動機 4 2により減速機 4 3を介して巻上ドラム 4 1を回転駆動するように してある。 卷上用電動機 4 2の回転軸には電磁ブレーキ 4 4とパルス信号発生器 で構成された電動機速度検出器 4 5が取り付けられている。 巻上ドラム 4 1には ロープ 5が巻付けられ、 ロープ 5により吊荷 6を吊り下げるようにしてある。
トロリ台車 1は、 走行駆動制御装置 2 0により走行電動機 1 1を制御すること により走行速度制御される。 図 2は走行駆動制御装置 2 0のブロック図で、 速度 指合器 2 1の速度指令信号を直線措令器 2 2に入力し、 そこで得られたランプ状 の速度指令 NR Fと速度検出器 1 4により検出した速度帰還信号 NM F B との偏差を、 比例ゲイン Aおよび時定数て， の積分器を持つ速度制御器 2 3に入力して増幅し、 速度指令信号 T R Fを出力する。 さらに、 速度指令信号 T R Fを一次遅れ時定数 r T にて電動機トルクを制御する電動機トルク制御器 2 4に入力し、 走行用電動機 1 1のトルク ΤΜ を制御し、 走行用電動機 1 1の速度を制御する。 なお、 速度帰還 信号 ΝΜ Ρ Β は電動機の回転速度を一次遅れ要素を介して生成したものである。 2 5は走行用電動機 1 1の機械的時定数て Μ を表すブロックであり、 ΝΜ は電動機 新たな用紙 の速度 （P . u ) である。 2 7はロープの振れ角の運動モデルを表すブロック、
2 8は電動機の負荷トルク 1\ ( p . U ) のモデルを表すブロックである。
プロック 2 7において、 VR は走行用電動機 1 1の定格速度に対応するトロリ 台車 1の走行速度 （mZsec)、 gは重力の加速度 （mZsec2) , ωは吊荷 6の振 れの角周波数 (rad/sec)であり、 ロープ 5の長さを L (m) とすると、 ω = ( g
/L ) 1 /2 で表される。 Θはロープ 5の振れ角（rad) である。
ブロック 2 8において、 m。 はトロリ台車 1の荷重 （P . u ) 、 m】 は吊荷 6 の重量 （P . u ) である。 k ! はトロリ台車 1と吊荷 6の重量によって発生する 摩擦トルクの、 トロリ台車の走行駆動軸に換算する摩擦トルク換算係数である。
図 2の走行駆動制御装置 2 0において、 速度指合 2 1により高速あるいは低速 の速度指合信号を直線措合器 2 2に入力して得られるランプ状の加減速速度措合
NRPに従ってトロリ台車 1の走行速度の制御を行うと、 トロリ台車 1の加減速に 対応してロープ振れによる振動が発生する。 このロープ 5の振れ角は、 トロリ台 車 ίの走行加減速度が大きくなれば、 それだけ大きくなる。
この問題の解決手段として、 従来、 トロリ台車の加減速中に操作者が手動操作 によって吊荷の振れ状態に合わせてトロリ台車の走行速度を変化させて、 ロープ の振れの振動を止めていた。
図 3は、 速度 i 令と電動機速度、 ロープの振れ角、 電動機トルク、 負荷トルク の関係を示し、 トロリ台車走行加減速運転中に継続してロープの振れの振動が発 生し、 トロリ台車の不安定な可変速特性を示している。 なお、 ロープの振れ角 0 は （：。 ） で表してある。
ところが、 上記構成ではロープの振れの振動を止めるためにクレーンの操作者 が、 ロープの振れの状態を見てトロリ台車の走行の加減速操作を行わなければな らないので、 遠隔からの操作や自動運転を行うには、 トロリ台車の走行加減速を 非常に緩やかにせざるを得ず、 クレーンの搬送能力を著しく低下させるという欠 4 点があった。 i /こ ·.' ノ。 ¾L 〔発明の開示〕
本発明は、 ト口リ台車の走行加減速運転によって生じる口一プの振れの振動を 抑制し、 トロリ台車の走行速度を高く維持したクレーンの自動運転を可能にする ことを目的とするものである。
本発明は、 トロリ台車を走行駆動する走行用電動機と、 前記走行用電動機の速 度検出器により検出した速度信号と前記走行用電動機の速度指合器の出力を直線 指令器を介して出力する速度指令信号との偏差信号から比例および積分器または 比例ゲインのみを持つ速度制御器により トルク指令を演算し、 前記トルク指令に 従って走行用電動機の速度を制御する制御機能を備えた走行駆動制御装置と、 吊 荷を巻上げる巻上電動機と、 前記巻上電動機の駆動制御装置とを有する懸垂式ク レーンのロープの振れ止め制御方法において、 振れ角演算器により演算したロー プ振れ角の推定値 （E0) と、 設定したダンピング係数 （3) と、 重力の加速度 (g) と走行用電動機定格速度に対応する前記トロリ台車走行速度 （VR)と、 前 記巻上電動機速度から得られる巻上ドラムから吊荷までのロープ長の測定値 （ L E ) とからダンピング制御速度補正信号 （NRFDP) をダンピング制御器により次 式、
(2 (5 g/o)E VR ) (E 0) 、 ただし、 ωΕ = (g/LE ) 1/2 の演算を行って求め、 前記直線指合器の出力側の速度指令 （NRF。）から前記ダン ビング制御速度補正信号 （NRFDP) を減じた速度指令 （NRF1)に従って前記走行 用電動機の速度を制御し、 ロープの振れの運動にダンピング要素を生成するもの である。
また、 ロープの振れ角の推定値 の演算手段は次の 4種類がある。
第 1の手段は、 前記走行用電動機の速度検出信号 （NMFB ) を微分した信号を 1次遅れ要素を持つフィルタを通して得られた信号に前記走行用電動機の機械的 時定数を乗じて得られる電動機加速トルク信号の推定値 （ETA) を電動機加速 トルク演算器により求め、 前記速度制御器の出力トルク指令信号 （TRF) から前 記電動機加速トルク信号の推定値 （ETA) を電動機負荷トルク演算器により減 irたな 算して負荷トルク信号の推定値（ETL) を求め、 前記負荷トルクの推定値 （E TL) から前記走行用電動機の負荷の摩擦トルクを減じた信号を吊荷重量測定値 で割つた信号を一次遅れ要素を持つフィルタを通すことによってロープの振れ角 の推定値 （E を演算するものである。
第 2の手段は、 前記第 1の手段の走行用電動機の速度検出信号 （NMFB)の代わ りに、 前記直線措合器の出力側の速度指合 （NRF。：)から前記ダンピング制御速度 捕正信号 （NRFDP) を減じた速度措令信号 （NRF1)を使用したものである。
第 1の手段においては、 前記電動機加速トルクを演算する場合、 速度検出信号 を微分した信号に前記走行用鼋動機の機械的時定数を乗じて求めている力、 ;、 第 2 の手段では、 前記直線措令器の出力側の速度措合信号 （NRF。：)から前記ダンピン グ制御速度指令補正信号 (NRFDP) を減じて得られる速度措令 （NRF1)を微分信 号に前記の走行用電動機の機械的時定数を乗じて求めるものである。
第 3の手段は、 前記走行用電動機の速度検出信号 （NMFB)を微分した信号を 1 次遅れ要素を持つフィルタを通して得られた信号に前記走行用電動機の機械的時 定数を乗じて得られる電動機加逮トルク信号の推定値 （ETA) を電動機加速ト ルク演算器により求め、 吊り荷重測定値からトロひ台車の移動摩擦トルクの推定 値（ETF) を移動摩擦トルク演算器によって求め、 ロープ振れ角演算器の出力 信号 (ΒΘ) に前記吊り荷重測定値を乗じることによって吊り荷重により受ける トロリ台車の移動抵抗の推定値（ETL 1 1) を求め、 さらに前記電動機加速卜 ルクの推定値 （ETA) と前記トロリ台車の移動摩擦トルクの推定値 （ETF) とトロリ台車の移動抵抗の推定値 （ETL 1 1) とを加算することにより、 電動 機トルク信号の推定値（ETM) を求める。
前記速度制御器の出力トルク措合信号 (TRF) と、 前記電動機トルク信号の推 定値 （ETM) の偏差をとり、 その偏差の信号に比例ゲイン （G) を乗じて得ら れた信号に 1次遅れ要素を持つフィルタを介して出力することによってロープの 振れ角 を演算するものである。
第 4.の手段は、 前記走行用電動機の逮度検出信号（NMFB)に電動機速度に対応 新た 一 一 するトロリ台車走行速度 （VR)を乗じた信号を重力の加速度 （g) で割った信号 と、 ロープの振れ角の推定値 となる信号を時間積分して得られた信号と の偏差を取り、 前記偏差信号に前記巻上機の巻上ドラムから吊荷までのロープの 測定長さ （LE ) と重力の加速度 （g) より次式、
ωΕ = (g/LE)1/2
の演算を行って得られたロープの振れの角周波数推定値 （ωΕ ) の 2乗を乗じた 信号を時間積分することによりロープの振れ角の推定値 を演算するもの である。
次に、 ロープの振れの振動を抑制する時の本発明の方法による制御装置の作用 およびロ ープの振れの振動抑制原理を説明する。
図 4において、 トロリ台車の走行速度を V m/sec) ロープの長さを L (m) とすると、 ロープの振れ角 0(rad) を求める公知の運動方程式は下記の式 1に示 すとおりである。 (g/L) 1/2 ( 1 )
Figure imgf000007_0001
トロリ台車走行速度 V, と走行用電動機の速度 NM との間には下記式 2に示す 関係がある。
V】 =VR NM (2) 式 1に式 2を代入すると下記式 3が得られる。
Figure imgf000007_0002
式 3をラプラス演算子 sを用いて表すと下記式 4が得られる。
Figure imgf000007_0003
式 4より 0(s)を求めると下記式 5が得られる。
Figure imgf000007_0004
新たな用 - 式 5は図 4のブロック 2 7のロープの振れ角の運動モデルと等価であることを 示している。
t = oで 0 = 0より、 一定の加速度 a (P. u /sec)で走行甩電動機を加速す る時の 0(t)を式 4より求めると、 下記式 6が得られる。 1一 coso t) (6)
Figure imgf000008_0001
式 6は振れ角 0が振動することを示している。 トロリ台車が加速を開始すると 共に、 振動が始まり、 加速が終わってもロープの振れの振動を減衰させる力は空 気の抵抗等であり、 振れが止まるまでにはかなりの時間を要する。
この振れの振動にダンピングをかけるには、 式 4の右辺の NM (s)が— の関数 を含むように NM (s)を制御すれば良いので、 式 4の右辺を下記式 7の右辺のよう に分ける。
Figure imgf000008_0002
ただし、 5は振れ振動のダンピング係数である。
式 7の右辺と式 4の左辺を等しく置いて、 0(s)について整理すると下記式 8が 得られる。 s 2 0(s)+25o s s 0(δ) + ω2 6 (8)
Figure imgf000008_0003
士 = 0で0 )= 0の初期条件を与ぇ、 式 8より 0(t)を求めると、 下記式 9が得 られる。
「 expC— δ ω t )
1 + sin [ωθ ） 1/2t— ø]
Figure imgf000008_0004
(1一 ）〗
但し、 φ= tan"1 { (1 -(52)J/ -i} (9) 式 9はダンピング係数 5をひから大きくしていき、 1に近づけると振れの振動 の角周波数が 0に近づき、 ロープの振れの振動を抑制することが可能であること を示している。 た ^^^ 次に、 式 7より NM (s)を求めると下記式 1 0が得られる,
Figure imgf000009_0001
式 1 0の両辺を逆変換して NM (t)を求めると、 下記式 1 1が得られる。
2 δ g
NM (t)= t ( 1 1 ) 式 1 1の右辺の第 1項は加速度 で加速中の電動機速度を示し、 図 4の直線指 合器 2 2の出力の速度指令 NRF。 と近似的に等しくなる。
式 1 1の第 2項は、 振れを抑制するためのダンピング信号であり、 振れ角 0と 角周波数 ωとの関数となっている。
すなわちこれは、 電動機速度 ΝΜ (p. υ) が式 1 1に示された速度となるよ うに走行駆動制御装置に速度指合を与えれば良いことになる。
前記の口一プの振れ角の推定値 Ε Θ (rad) と設定されたダンピング係数 <T ( p . u) を用いて走行用電動機の走行駆動制御装置に与える速度措令 NRFI (p. u) を下記式 1 2に示す。
Figure imgf000009_0002
但し、 ω.Ε = (g/LE)1/2 ( 1 2) 式 1 2に従った速度指令 NRF1 を走行駆動制御装置に与えて走行用電動機の速 度をこの速度指令に追従するように制御すれば、 口一プの振れのダンピング要素 が生成されるように作用して、 口一プの振れの振動が抑制可能となる。
次に、 2種類のロープの振れ角の演算原理について説明する。
その第 1の方法の演算原理は、 吊荷の加重がトロリ台車の駆動系に作用する力 学的な関係を利用したものである。
まず、 吊荷の荷重がト口リ台車の駆動系に作用してその走行用電動機の負荷ト ルクが振れ角 0の関数になることを説明する。
図 5にトロリ台車が吊荷の荷重より受ける力学的な関係を示す。 新 な用 ^ 同図において、 ロープの張力は吊荷の重力 gの分力 m! g cos0と吊荷の 振れによる円弧運動により発生する遠心力との和である。 この遠心力は円弧運動 が緩やかであることから、 重力の分力に比べて非常に小さいので、 これを無視す ると、 ロープの張力は mi g cos となる。
トロリ台車が受ける力 は、 図 5に示すごとくロープの張力の分力であり、
Figure imgf000010_0001
g Sと近似する。 これは、 トロリ台車走行の負荷トルクが吊荷の重力と振れ角 0の積の関数であ ることを示しており、 本発明ではこの関係を用いてトロリ台車の負荷卜ルクから ロープの振れ角の推定値 E Θを演算している。
第 2の方法の演算原理は、 ロープの振れの運動方程式に基づくものであり、 巻 上機の電動機駆動軸に取り付けられたパルス発生器のパルスを計数し測長した巻 上ドラムから吊荷までのロープの長さ LE Cm) と重力の加速度 g (mZsec)か ら下記式 1 3によりロープの振れ角の角周波数推定値 ωΕ (radZsec)が得られる。
ωΕ = (g/LE)1/2 ( 1 3) 式 4において、 ロープの振れ角 0(s)をロープの振れ角推定値 E S(s)、 電動機速 度 NM (S)を電動機逮度検出信号 Nmfb (S)、 ロープの振れ角の角周波数 ωを角周波 数推定値 ωΕ に置き換えた式 1 4は近似的に成立する。 s2 SNMFB(S)-(DE 2E0(S) ( 1 4)
Figure imgf000010_0002
式 1 4の両辺を s 2 で割り、 整理すると式 1 5となる。
Figure imgf000010_0003
式 1 5と等価な制御ブロックダイヤグラムを構成することにより、 ロープの振 れ角の推定値を演算している。
〔図面の簡単な説明〕
図 1は、 走行駆動装置と巻上駆動装置を搭載したト口リ台車を走行させる懸垂 式クレーンの構成説明図である。 新たな - 図 2は、 従来例の走行駆動装置を示すブロック図である。
図 3は、 従来例の走行駆動装置の加減速特性図である。
図 4は、 本発明の走行駆動制御装置の基本的構成を示すプロック図である。 図 5は、 トロリ台車走行装置が吊荷の加重により受ける力学的関係を示す説明 図である。
図 6は、 本発明の走行駆動制御装置の実施例 （ 1 ) を示すブロック図である。 図 7は、 本発明の走行駆動制御装置の実施例 （2) を示すブロック図である。 図 8は、 本発明の走行駆動制御装置の実施例 （3) を示すブロック図である。 図 9は、 本発明の走行駆動制御装置の実施例 （4) を示すブロック図である。 図 1 0は、 本発明の走行駆動制御装置の実施例 （5) を示すブロック図である。 図 1 1は、 横行駆動装置と巻上駆動装置を固定側に据付けたロープ駆動方式の クレーンの構成説明図である。
図 1 2は、 本発明のトロリ台車の走行駆動制御装置の加減速特性図である。
〔発明を実施するための最良の形態〕
本発明を図に示す実施例について説明する。
図 6、 図 7、 図 8、 図 9および図 1 0は本発明の速度制御器を有するトロリ台 車の走行駆動制御装置のブロック図である。 なお、 従来例の説明で示した図 1お よび図 2と同じ構成要素については同じ名称、 同じ符号を用いて説明を省略する。 まず、 本実施例 （ 1 ) を図 6について説明する。 走行用電動機 1 1の駆動軸に 取り付けられた速度検出器 1 4の信号を速度指令器 2 1の出力信号 NRF。 よりダ ンビング制御速度指令補正信号 NRFDPを減じて得られる信号 NRF1 に帰還する場 合、 1次遅れ要素を有するフィルタ 2 6を通した信号 NMFB を帰還するものであ o
前記の速度指令 NRF1と電動機速度検出信号 NMFBとその偏差を速度制御器 2 3 に入力すると、 その速度偏差信号に比例ゲイン Aを乗じた信号と、 更にその信号 を時定数 τ . にて積分した信号とを加えた信号をトルク指令信号 TRFとして出力 する。 速度制御器 23が比例ゲイン Aのみを持つ場合は、 その速度偏差信号に A 新た な g紙 を乗じた信号を TRFとして出力する。
次に電動機加速トルク演算器 3 0の動作について説明する。
電動機速度検出信号 NMFB が電動機加速トルク演算器 3 0に入力されると、 NMFB を微分した値に走行甩電動機 1 1の機械的時定数て M を乗じた値の信号に 時定数て F！の 1次遅れ要素を有するフィルタを介して得られた信号 E T Aを出力 する。 この信号 ET Aは走行甩電動機 1 1の加速トルク信号となる。
次に電動機摩擦トルク演算器 3 1の動作について説明する。
予め測定済のトロリ台車 1の重量 m。E (p. u) と巻上機 4により吊荷 6を定 速で巻上げ中の巻上電動機 42のトルク指合値または電動機トルク値から測定し た吊荷 6の重量 m1E (p. u) の和にトロリ台車走行駆動軸の摩擦トルクへの換 算係数 k1Eを乗じた信号がトロリ台車の摩擦トルクの推定値 ETF (p. u) 信 号となる。
次にロープ振れ角演算器 32について説明する。
速度制御器 23の出力のトルク指合信号 TRF (p. u) から電動機加減速トル ク信号 ETA (p. u) を減算した信号にトロリ台車の摩擦トルク推定値 （P. u) を加算した信号 ETL (p. u) を吊荷 6の重量 m】E (p. υ) で割った信 号を、 時定数て F の一次遅れ要素を有するフィル夕を介することによってロープ の振れ角の推定値 ES(rad) が演算される。
次に、 ロープの振れの振動のダンピング制御器 3 3の動作について説明する。 ダンピング制御器 3 3は、 前記の振れ角推定値 E 0 (rad) と設定したダンピン グ係数 5 (p. u) 、 重力の加速度 g (mZsec2) 、 走行用電動機 1 1の定格速 度に対応するトロリ台車 1の走行速度 VR(m/sec)、 巻上電動機 42の駆動軸に 取り付けられた速度検出用パルス信号を発生する速度検出器 45のパルスを計 数することによって得られる巻上ドラム 4 1から吊荷 6までのロープ長の測定値 L (m) から下記式 1 6によりダンピング制御の速度補正信号 NRPDP (p. υ) を演算する。
新たな Β N R F D P
Figure imgf000013_0001
直線指令器 2 2の出力の速度指令 NRF。 から振れダンピング制御速度指令補正 信号 NRFDP (p. u) を減算した速度指令信号 NRFI (p. u) を速度指令とし て速度検出信号 NMFB (p. u) との偏差を速度制御器 2 3に入力すると、 速度 制御器 2 3は電動機速度 NM が、 この速度指合 NRF, に追従するように速度制御 を行う。
この制御により、 ロープの振れの振動には、 設定されたダンピング係数 5にて ダンピングがかかり、 振れの振動が抑制される。
次に、 本発明の実施例 （2) を図 7に基づいて説明する。 なお、 実施例 （2) の図 6については実施例 （ 1 ) の図 6との相違点のみを説明する。
走行用電動機の加速トルク演算器 3 0の入力信号が、 実施例 （ 1 ) では電動機 速度検出信号 NMFBであったのに対し、 実施例 （2) では前記速度指令信号 NRF) である点にのみ相違がある。
実施例 （2) では走行用電動機の加速トルク演算器 3 0により前記速度指令信 号 NRF] を微分した信号を時定数て Mの 1次遅れ要素を有するフィル夕に通した 信号に前記電動機機械的時定数て M を乗じて前記の電動機加速トルク信号の推定 値 ETAを演算している。
次に、 本発明の実施例 （3) 図 8に基づいて説明する。
実施例 （3) の図 8と実施例 （ 1 ) の図 6は、 ロープ振れ角演算器 3 2と 3 2 Aが異なるのみで、 他は全く同じであるから、 実施例 （3) の図 8については相 違点のみを説明する。
ロープ振れ角演算器 3 2 Aは、 まずロープ振れ角演算器 3 2 Aの出力信号 E Θ に前記吊り荷重量測定値 m IEを乗じて得られる吊り荷重によって受けるトロリ台 車の走行抵抗 ETL 1 1 (p. u) と前記トロリ台車の走行摩擦トルク ETFと 前記走行用電動機の加速トルク E T Aを加算することにより電動機トルクの推定 値 ETM (p. υ) を演算する。 新た な ^ 前記速度制御器の出力トルク措合信号 TRF (p. u) と前記電動機トルクの推 定値 E TMとの偏差をとり、 その偏差信号に比例ゲイン Gを乗じて得られた信号 に 1次遅れ要素を持つフィルタを介して出力することによってロープの振れ角 E Θ (rad) を演算している。
次に、 本発明の実施例 （4) を図 9に基づいて説明する。 なお、 実施例 （4) の図 9については実施例 （ 1 ) の図 6との相違点のみを説明する。
ロープの振れ角の演算方法は、 実施例 （1) では走行用電動機の負荷トルクか ら演算しているのに対し、 実施例 （4) では走行用電動機の速度からロープ振れ 角演算器 34によって演算している点のみに栢違がある。
実施例 （4) のロープ振れ角演算器 34について説明すると、 前記のトロリ台 車の走行用電動機の速度検出信号 NMFB (p. U) に前記走行用電動機の定格速 度に対応するトロリ台車走行速度 VR (mZfflin)を乗じた信号を重力の加速度 g (mZsec2) で割った信号とロープ振れ角演算器 31の出力信号となるロープ振 れ角推定値 E 0(rad) を時間積分して得られた信号との偏差を取り、 その偏差信 号に巻上機の巻上ドラムから吊荷までのローブの測定長さ LE (m) と重力の加 速度 g (mZsec2) から式 13による演算により求めたロープの振れの角周波数 推定値 ωΕ (rad/sec)の 2乗の値を乗じた信号を時間積分することによって口一 プ振れ角演算器 34より σ—プの振れ角推定値 ES(rad) が出力される。
次に、 実施例 (5) を図 I 0に基づいて説明する。 なお、 実施例 （5) の図 1 0については実施例 （4) の図 9との枏違点のみを説明する。
実施例 （5) のダンピング制御器 35は実施例 （3) のロープ振れ角演算器 3 4とダンピング制御器 33の演算機能を結合して走行用電動機の定格速度に対応 するトロリ台車走行逮度 VR を消去して構成したものである。
従って、 同一速度検出信号に対しては、 実施例 （4) のダンピング制御器 33 の出力信号と実施例 (5) のダンピング制御器 35の出力信号は全く同じ信号と よる。
実施例 （4) のロープ振れ角演算器 34の入力信号である逮度検出信号 NMFB 薪た な ^ ¾ からダンピング制御器の出力信号であるダンピング制御速度指令補正信号 N R F D P への伝達関数を下記の式 1 Ίに示す。
Figure imgf000015_0001
実施例 （5 ) のダンピング制御器 3 5の入力信号である速度検出信号 NM F B か ら、 そのダンピング制御器 3 5の出力信号であるダンピング制御速度指合補正信 号 NR F D Pへの伝達関数を下記の式 1 8に示す。
Figure imgf000015_0002
前記の式 1 7と式 1 8は全く同一伝達関数であることを示している。
以上、 本発明の実施例としてトロリ台車上に走行駆動装置と巻上駆動装置を搭 載したクレーンについて説明したが、 図 1 1に示すように、 横行駆動装置と巻上 駆動装置が固定側にあるロープトロリ駆動方式にてトロリ横行台車を走行させる クレーン、 例えばコンテナクレーンにも本発明はそのまま適用可能である。 図 1 1において、 5 0は横行装置、 5 1はレール、 5 2はトロリ横行台車、 5 3は巻 上装置、 5 4は吊荷であるコンテナ、 5 5は制御装置、 5 6は横行ロープ、 5 9 は車輪、 6 1はローブ駆動用ドラム、 6 2は減速機、 6 3は横行用電動機、 6 4 は電磁ブレーキ、 6 5は速度検出器、 6 7 , 6 9はガイドローラ、 7 1は巻上ド ラム、 7 2は減速機、 7 3は卷上用電動機、 7 4は電磁ブレーキ、 7 5は速度検 出器、 7 6は巻上ロープ、 7 7は吊り下げ部、 8 0は吊具、 8 1〜8 9はガイド ローラ、 9 0は巻取ドラムである。 なお、 図 1 1の横行駆動装置の制御方法にお いては、 走行駆動装置の制御方法における 「走行制御」 は 「横行制御」 と、 「走 行摩擦トルク」 は 「横行摩擦トルク」 とそれぞれ置き換えて適用し、 請求の範囲 においては、 「走行」 ， 「横行」 を総称して 「移動」 としている。
図 1 2は、 従来例の図 3に対応する本発明の振れの振動抑制方法を適用した場 新た な ¾ 合のトロリ台車の特性を示している。 ここで、 ロープの振れが十分に抑制され、 従来例で示した図 3の特性に比べてトロリ台車の安定した可変速特性を示してい ることカねカヽる。
また、 図 4に示すように、 ロープは搌れ角演算器 3 8で求めたロープ振れ角の 推定値を甩いる他に、 ローブ振れ角検出器 2 9を用いて検出したロープ振れ角を 甩いてもよい。
以上述べたように、 本発明によれば、 トロリ台車の走行加減速中に発生する口 ―プの振れによる振動が抑制され、 クレーンの操作者の手動操作によつて振れを 止める必要がなくなる結果、 トロリ台車の高速走行が可能となり、 クレーンの自 動運転による搬送能力を著しく向上させることができる。
〔産業上の利用可能性〕
本発明は、 トロリ台車上に走行装置と巻上機を有する懸垂式クレーンや、 口一 ブトロリ驟動方式による横行装置と巻上機を有するコンテナクレーン等のロープ の振れ信号抑制に利用することができる。
新た

Claims

請 求 の 範 囲
1. トロリ台車を駆動するトロリ台車用電動機と、 トロリ台車の速度信号と前記 ト口リ台車の速度指令信号との偏差信号から速度制御器により トルク指令を演算 し、 前記トルク指合に従って前記トロリ台車用電動機の速度を制御するトロリ台 車駆動制御装置と、
吊荷を巻上げる巻上電動機と、
前記巻上電動機の駆動制御装置と、
を有する懸垂式クレーンのロープ振れ止め制御方法において、
ロープ振れ角 と、 設定したダンピング係数 （5) と、 重力の加速度 （ g) と、 走行用電動機定格速度に対応する前記トロリ台車走行速度 （VR)と前記 巻上電動機速度から得られる巻上ドラムから吊荷までのロープ長の測定値 （LE) とからダンピング制御器により次式、
Figure imgf000017_0001
(2 (5 g wE VR ) (Ε θ) 、 ただし、 ωΕ = (g/LE)1/2 によりダンピング制御速度補正信号 （NRFDP) を求め、
前記速度指令 （NRFQ)から前記ダンピング制御速度補正信号 （NRFDP) を減じ た速度指合 （NRM)を用いて前記トロリ台車用電動機の速度を制御することを特 徵とするクレーンロープ振れ止め制御方法。
2. 前記ロープ振れ角 を振れ角演算器により演算したロープ振れ角の推 定値 とする請求の範囲 1記載のクレーンロープ振れ止め制御方法。
3. 前記ロープ振れ角 をロープ振れ角検出器によるロープ振れ角検出値 (Ε Θ) とする請求の範囲 1記載のクレーンロープ振れ止め制御方法。
4. 前記トロリ台車用電動機の速度検出信号 （NMFB)を微分した信号に前記トロ リ台車用電動機の機械的時定数を乗じて得られる電動機加速トルク信号の推定値 (ETA) を電動機加速トルク演算器により求め、
前記速度制御器の出力トルク指令信号 （TRF) から前記電動機加速トルク信号 の推定値 （ETA) を電動機負荷トルク演算器により減算して負荷トルク信号の 推定値 （ETL) を求め、
新たな用紙 前記負荷トルクの推定値 （ETL) から前記トロリ台車用電動機の負荷の摩擦 トルクの推定値 （ETF) を減じた信号を吊荷重量測定値で割った信号を一次遅 れ要素を持つフィルタを通すことによってロープ振れ角の推定値 （E0) を演算 する請求の範囲 2記載のクレーンのロープ振れ止め制御方法。
)
5. 前記トロリ台車用電動機の速度検出信号 （NMFB)の代わりに、 前記直線指合 器の出力側の速度指佘 （NRF。：)から前記ダンピング制御 ^it度補正信号 （NRFDP) を減じた速度指合信号 （NRF1)を使用してロープの振れ角推定値 を演算 する請求の範囲 4記載のクレーンのロープ振れ止め制御方法。
6. 前記トロリ台車用電動機の速度検出信号 （NMFB)を微分した信号に前記トロ リ台車用電動機の機械的時定数を乗じて得られる電動機加速トルク信号の推定値 (ETA) を電動機加速トルク演算器により求め、
吊荷重澌定値からトロリ台車の移動摩擦トルクの推定値 （ E T F ) を移動摩擦 トルク演算器によって求め、
ロープ振れ角演算器の出力信号 (ΕΘ に前記吊り荷重測定値を乗じることに よって吊り荷重により受けるトロリ台車の移動抵抗の推定値 （ETL 1 1 ) を求 め、
更に前記電動機加速トルクの推定値 （E T A) と前記トロリ台車の移動摩擦卜 ルクの推定値（ETF) とトロリ台車の移動抵抗の推定値 （ETL 1 1) とを加 算することにより電動機トルク信号の推定値（ETM) を求め、
前記速度制御器の出力トルク指合信号 （TRF) と前記電動機トルク信号の推定 値 （ETM) の偏差信号に比例ゲイン （G) を乗じて得られた信号に 1次遅れ要 素を持つフィルタ一を介して出力することによってロープの振れ角 を演 算する請求の範囲 2記載のクレーンのロープ振れ止め制御方法。
7. 前記トロリ台車用電動機の速度検出信号（NMFB)に電動機速度に対応するト ロリ台車速度 （VR)を乗じた信号を重力の加速度 （g) で割った信号と、 ロープ の振れ角の推定値 （E ） となる信号を時間積分して得られた信号との偏差を取 0、 新たな/ S a 前記偏差信号に前記巻上機の巻上ドラムから吊荷までのロープの測定長さ （L E ) と重力の加速度 （g) とを用いて次式、
ωΕ = (g/LE ) 1/2
によりロープの振れ角周波数推定値 （ωΕ)を演算し、 前記ロープの振れ角周波数 推定値 （ ω Ε)の 2乗を乗じた信号を時間積分することにより口一プの振れ角の推 定値 を演算する請求の範囲 2記載のクレーンのロープ振れ止め制御方法 c
8. トロリ台車を駆動するトロリ台車用電動機と、 トロリ台車の速度信号と前記 ト口リ台車の速度指令信号との偏差信号から速度制御器により トルク指令を演算 し、 前記トルク指合に従って前記トロリ台車用電動機の速度を制御するトロリ台 車駆動制御装置と、
ロープにより吊荷を巻上げる巻上電動機と、
前記巻上電動機の駆動制御装置と、
を有する懸垂式クレーンのロープ振れ止め制御装置において、
ロープ振れ角 と、 設定したダンピング係数 （<?) と、 重力の加速度 (g) と、 走行甩電動機定格速度に対応する前記トロリ台車走行速度 （VR)と、 前記巻上電動機速度から得られる巻上ドラムから吊荷までのロープ長の測定値 (LE ) とから、 次式、
NRFDP- (2 δ g/ω VR ) (E0) 、 ただし、 ωΕ = (g/LE)1/2 によりダンピング制御速度補正信号 （NRFDP) を求めるダンピング制御器と、 前記速度指令 （NRF0)から前記ダンピング制御速度補正信号 （NRFDP) を減じ た速度指令 （NRF1)を用いて前記トロリ台車用電動機の速度を制御する手段とを 備えたことを特徴とするクレーンロープ振れ止め制御装置。
9. 前記トロリ台車用電動機の速度検出信号 （NMFB)及び吊荷の重量 （m1E) に 基づいて前記ロープ振れ角 を演算する振れ角演算器を設けた請求の範囲 8記載のクレーンロープ振れ止め制御装置。
10. 前記ロープ振れ角 を検出するロープ振れ角検出器を設けた請求の範 囲 8記載のクレーンロープ振れ止め制御装置。 新た な ¾紙
11. 前記トロリ台車用電動機の速度検出信号（NMFB)を微分した信号に前記ト口 リ台車用電動機の機械的時定数を乗じて電動機加速トルク信号の推定値 （ETA) を得る電動機加速トルク演算器と、 前記速度制御器の出力トルク指令信号 (TRF) から前記電動機加速トルク信号の推定値 CETA) を減算して負荷トルク信号の 推定値 （ETL) を求める電動機負荷トルク演算器とを備え、
前記振れ角演算器が、 前記負荷トルクの推定値 （ETL) から前記卜ロリ台車 用電動機の負荷の摩擦トルクの推定値 （ETF) を減じた信号を吊荷重量測定値 で割った信号を一次遅れ要素を持つフィルタを通してロープ振れ角の推定値 （E Θ) を演算するものとした請求の範囲 9記載のクレーンのロープ振れ止め制御装
12. 前記トロリ台車用電動機の速度検出信号 （NMFB)に代えて、 前記直線指令器 の出力側の速度措令 （NRF。）から前記ダンピング制御速度補正信号 (NRFDP) を 減じた速度指会信号（NRFI)を使用してロープの振れ角推定値 （E 0) を演算す る構成とした請求の範囲 II記載のクレーンのロープ振れ止め制御装置。
13. 前記トロリ台車用電動機の速度検出信号 （NMFB)を微分した信号に前記ト口 リ台車用電動機の機械的時定数を乗じて電動機加速トルク信号の推定値 （ETA) を得る電動機加速トルク演算器と、
吊り荷重測定値からトロリ台車の移動摩擦トルクの推定値 （ E T F ) を求める 移動摩擦トルク演算器と、
ロープ振れ角演算器の出力信号 (Εθ) に前記吊り荷重測定値を乗じることに よって吊り荷重により受けるトロリ台車の移動抵抗の推定値 （ETL 1 1 ) を求 める手段と、
更に前記電動機加速トルクの推定値（Ε Τ Α) と前記トロリ台車の移動摩擦ト ルクの推定値（ETF) とトロリ台車の移動抵抗の推定値 （ETL 1 1 ) とを加 算することにより電動機トルク信号の推定値 （ΕΤΜ) を求める手段と、
前記逮度制御器の出力トルク指令信号 (TRF) と前記電動機トルク信号の推定 値 （ETM) の偏差信号に比例ゲイン （G) を乗じて得られた信号に 1次遅れ要
^たな 素を持つフィルタ一を介して出力することによってロープの振れ角 （E 0) を演 算する手段を備えた請求の範囲 9記載のクレーンのロープ振れ止め制御装置。
14. 前記トロリ台車用電動機の速度検出信号 （NMFB)に電動機速度に対応するト ロリ台車速度 （VR)を乗じた信号を重力の加速度 （g) で割った信号と、 ロープ , の振れ角の推定値 （E0) となる信号を時間積分して得られた信号との偏差を取 り、 前記偏差信号に前記巻上機の巻上ドラムから吊荷までの口一プの測定長さ (LE ) と重力の加速度 （g) とを用いて次式、
ωΕ = (g/LE ) 1/2
• によりロープの振れ角周波数推定値 （ωΕ)を演算するロープ振れ角演算器と、 前 記ロープの振れ角周波数推定値 （ωΕ)の 2乗を乗じた信号を時間積分することに よりロープの振れ角の推定値 を演算する手段とを備えた請求の範囲 9記 載のクレーンのロープ振れ止め制御装置。
一 用紙
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