エンジンベンチシステムの動力計制御方式
【課題】軸トルクや速度が振動的になるのを抑制でき、安定なエンジン試験を効率よくできる。
【解決手段】エンジン1に動力計4をシャフト3で結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、エンジンベンチシステムの機械系を2慣性系エンジンベンチモデルとし、このモデルの運動方程式と動力計制御特性の閉ループ特性の5次多項式P(s)を適切に設定した5次多項式の特性になるように、動力計制御パラメータを決定することにより、機械系の共振動作を抑制する動力計のトルク指令を得る。動力計のコントローラ9は、結合シャフト捩れトルク(軸トルク)T12と、動力計速度指令w2refと、動力計角速度w2と、パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)から演算要素9A〜9Dにより動力計トルク指令T2refを求めて動力計を制御する。
【解決手段】エンジン1に動力計4をシャフト3で結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、エンジンベンチシステムの機械系を2慣性系エンジンベンチモデルとし、このモデルの運動方程式と動力計制御特性の閉ループ特性の5次多項式P(s)を適切に設定した5次多項式の特性になるように、動力計制御パラメータを決定することにより、機械系の共振動作を抑制する動力計のトルク指令を得る。動力計のコントローラ9は、結合シャフト捩れトルク(軸トルク)T12と、動力計速度指令w2refと、動力計角速度w2と、パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)から演算要素9A〜9Dにより動力計トルク指令T2refを求めて動力計を制御する。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【0001】
本発明は、エンジンにダイナモメータをシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムに係り、特に2慣性機械系の共振を抑制するための動力計制御方式に関する。
【背景技術】
【0002】
図11は、エンジンベンチシステムの構成例を示すもので、エンジンE/GとトランスミッションT/Mを組み合わせ(ATあるいはMT、またMTの場合はクラッチ付)、シャフトを介してダイナモメータDYと接続している。エンジンE/G側は、スロットルアクチェータACTによりスロットル開度を調節し、エンジン出力を制御する。
【0003】
一方、ダイナモメータDY側には、回転検出器PP、トルク検出器(ロードセル)LCを設け、これら各検出器の検出信号をもとに速度やトルクの制御が実施される。この制御には、コントローラC(s)によりPID制御される。同図には速度制御の場合を示し、コントローラC(s)は速度の設定入力とダイナモメータDYの速度検出値との偏差を演算部でPID演算し、この演算結果でインバータ(電力変換器)の出力を制御してダイナモメータDYの速度制御を行う。
【0004】
このようなダイナモメータのPID制御によるエンジンベンチシステムにおいて、エンジンが発生する脈動トルクによりシャフトの共振破壊を起こす恐れがある。これを防ぐために、ダイナモメータとシャフトとエンジンの機械系の共振点をエンジンが発生する脈動トルクの周波数以下に設定し、ダイナモメータのPID制御で行うようにしている。
【0005】
共振抑制を必要とするエンジンベンチシステムの動力計速度の他の制御方式として、ロバスト制御設計理論のひとつであるμ設計法を用いた速度制御方式がある(例えば、特許文献1参照)。
【特許文献1】特開2003−121308号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【0006】
特許文献1で提案している速度制御方式は、制御対象であるエンジンベンチシステムがガタやヒステリシスなどの大きな非線形性を持たないシステムを対象としている。一方、一般的なエンジンベンチシステムではエンジンと動力計の間にクラッチが入っている。クラッチにはガタなどが存在し、このようなエンジンベンチシステムには特許文献1の制御手法を適用することは困難となる。
【0007】
また、特許文献1の制御手法はμ設計法に基づいており、コントローラ回路を得るまでには、制御対象のモデル化、及び、重み関数の決定という、大きくわけて2つの作業が必要となる。特に重み関数の決定には試行錯誤を要する。そのため、供試体エンジンが変更されたときにはコントローラ回路の設計に時間を要し、効率よい試験が困難となる。
【0008】
また、クラッチを持つ一般的なエンジンベンチシステムは、クラッチによる共振特性を持つが、現在、一般的に適用されている速度制御方式では共振特性を考慮していないため、特にエンジントルクから軸トルク検出の特性には機械系の共振点が大きく現れ、軸トルクを観測することによりエンジントルクの振動波形を推定することが困難となっている。
【0009】
本発明の目的は、軸トルクや速度が振動的になるのを抑制でき、安定なエンジン試験を効率よくできるエンジンベンチシステムの動力計制御方式を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【0010】
本発明は、前記の課題を解決するため、エンジンベンチシステムの機械系を2慣性系エンジンベンチモデルとし、このモデルの運動方程式と動力計制御特性の閉ループ特性の5次多項式P(s)を適切に設定した5次多項式の特性になるように、動力計制御パラメータを決定することにより、機械系の共振動作を抑制する動力計のトルク指令を得るようにしたもので、以下の構成を特徴とする。
【0011】
(1)エンジンに動力計をシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、
前記動力計のコントローラは、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)
+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12
ただし、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w2refは動力計速度指令、w2は動力計角速度、Ki,Kp,b1,b0,a1はパラメータ。
の演算で求める構成にしたことを特徴とする。
【0012】
(2)前記パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)は、
J1*s*w1=T1+T12
T12=K12/s*(w2−w1)
J2*s*w2=−T12+T2
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)
+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12
ただし、J1はエンジン慣性モーメント、J2は動力計慣性モーメント、K12は結合シャフトばね剛性、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1はエンジン角速度、w2は動力計角速度、T1はエンジントルク、T2は動力計トルク。
とした閉ループ特性の5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,b1,b0,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする。
【0013】
(3)前記シャフトが非線形特性をもち、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化する場合、
前記エンジンの回転数とスロットル開度に対する出力トルクの測定値を得るエンジントルクマップと、
前記トルクマップの出力を前記シャフトの捩れトルク(軸トルク)値とし、この軸トルクに対するエンジンから動力計までの機械系で発生する共振周波数の関係をもつT2fテーブルと、
前記T2fテーブルから求めた共振周波数wcと、前記エンジン慣性J1と動力計慣性J2から前記ばね剛性K12を求め、前記5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,b1,b0,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする。
【0014】
(4)エンジンに動力計をシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、
前記動力計のコントローラは、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12
ただし、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w2refは動力計速度指令、w2は動力計角速度、Ki,Kp,Kt12,b1,a1はパラメータ。
の演算で求める構成にしたことを特徴とする。
【0015】
(5)前記パラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)は、
J1*s*w1=T1+T12
T12=K12/s*(w2−w1)
J2*s*w2=−T12+T2
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12
ただし、J1はエンジン慣性モーメント、J2は動力計慣性モーメント、K12は結合シャフトばね剛性、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1はエンジン角速度、w2は動力計角速度、T1はエンジントルク、T2は動力計トルク。
とした閉ループ特性の5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,Kt12,b1,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする。
【0016】
(6)前記シャフトが非線形特性をもち、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化する場合、
前記エンジンの回転数とスロットル開度に対する出力トルクの測定値を得るエンジントルクマップと、
前記トルクマップの出力を前記シャフトの捩れトルク(軸トルク)値とし、この軸トルクに対するエンジンから動力計までの機械系で発生する共振周波数の関係をもつT2fテーブルと、
前記T2fテーブルから求めた共振周波数wcと、前記エンジン慣性J1と動力計慣性J2から前記ばね剛性K12を求め、前記5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,Kt12,b1,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする。
【発明の効果】
【0017】
以上のとおり、本発明によれば、エンジンベンチシステムの機械系を2慣性系エンジンベンチモデルとし、このモデルの運動方程式と動力計制御特性の閉ループ特性の5次多項式P(s)を適切に設定した5次多項式の特性になるように、動力計制御パラメータを決定することにより、機械系の共振動作を抑制する動力計のトルク指令を得るようにしたため、軸トルクや速度が振動的になるのを抑制でき、安定なエンジン試験を効率よくできる。
【発明を実施するための最良の形態】
【0018】
まず、本発明が対象とするエンジンベンチシステムの機械系特性を説明する。一般にエンジンベンチシステムの機械系構成は2慣性系以上の多慣性系機械系モデルとして表現される。本発明は2慣性系と近似できるようなエンジンベンチシステムを対象としている。
【0019】
図12に対象としている2慣性機械系のエンジンベンチモデルを示す。このエンジンベンチモデルにおける物理値を、J1:エンジン慣性モーメント、J2:動力計慣性モーメント、K12:結合シャフトばね剛性、T12:結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1:エンジン角速度、w2:動力計角速度、T1:エンジントルク、T2:動力計トルクとすると、ラプラス演算子をsとして、エンジンベンチの運動方程式は、以下の式で表現できる。
【0020】
J1*s*w1=T1+T12 …(1)
T12=K12/s*(w2−w1) …(2)
J2*s*w2=−T12+T2 …(3)
図13、及び、図14にJ1=0.3、K12=1500、J2=0.7の場合の図11のエンジンベンチシステムの特性例を示す。図13は、T1(エンジントルク)→T12(軸トルク)のボード線図であり、図14は、T1(エンジントルク)→w2(動力計速度)のボード線図である。このように、一般的なエンジンベンチシステムの機械系ではある周波数に共振点(図13では約11Hz)をもつ。
【0021】
(実施形態1)
図1は、本実施形態のエンジンベンチシステムの構成図である。エンジン1とトランスミッション2にはシャフト3を介してダイナモメータ4と接続し、エンジン1はスロットル開度で出力を制御し、ダイナモメータ4は回転検出器5、および軸トルク検出器7を設け、これら各検出器の検出信号をもとにインバータ8によってダイナモメータ4の速度制御を行うシステム構成とする。
【0022】
このシステム構成において、インバータ8にトルク指令を与えるコントローラ9は、動力計速度指令値(w2の指令値)をw2refとしたときに、動力計トルクT2を以下の(4)式に従ったトルク指令T2refで制御するものである。
【0023】
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12 …(4)
(4)式の右辺第1項は減算要素9Aにより求める速度偏差を比例積分(PI)要素9Bで比例積分演算し、第2項は軸トルクT12をフィルタ要素9Cで演算する。加算要素9Dは要素9Bと9Cの演算結果を加算してトルク指令T2refとする。この(4)式中のパラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)は以下のようにして決定する。
【0024】
前記の(1)〜(3)式、及び、(4)式の閉ループ特性多項式P(s)を求めると、以下の5次多項式になる。
【0025】
【数1】
【0026】
この多項式P(s)のs、s2,s3,s4,s5の項の係数は、(Ki.Kp,b1,b0,a1)により任意に決定する事ができる。すなわち、
【0027】
【数2】
【0028】
として、(6)式〜(10)式の連立方程式を(Ki.Kp.b1.b0.a1)について解くことにより、(1)〜(4)式の閉ループ多項式を、
【0029】
【数3】
【0030】
とすることができる。
【0031】
本実施形態では(4)式の(Ki,Kp,b1,b0,a1)を決定するため、(6)式〜(10)式になる(c5,c4,c3,c2.c1)を、5次低域通過フィルタの特性多項式の係数に設定する。
【0032】
例えば、二項係数型にするには、c5=1.c4=5.c3=10,c2=10,c1=5と設定する。
【0033】
また、Butterworth型にするには、c5=1.c4=3.23606797749979,c3=5.23606797749979,c2=5.23606797749979,c1=3.23606797749979とする。
【0034】
そして、(6)〜(10)式を解き、(4)式の制御パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)を求める。
【0035】
本実施形態によれば、速度制御応答の向上と共に、共振も抑制できる。このことを説明する。まず、エンジンベンチシステムの速度制御に、現在一般的に適用されているPI制御による制御結果を図2〜図4に示す。
【0036】
図2は、エンジントルク(T1)→軸トルク(T12)のボード線図である。図13に示したように、エンジンベンチシステムは共振特性を持ち、PI制御により速度制御したときも、図2のようにほぼ同じ共振特性が残っていることがわかる。図3は、エンジントルク(T1)→速度検出(w2)のボード線図である。図14に示したように、エンジンベンチシステムは共振特性を持ち、PI制御により速度制御したときも、図3のように共振特性が残っていることがわかる。図4は速度指令値(w2ref)→速度検出(w2)のボード線図である。この図から、一般的なPI制御では4Hz程度の速度制御応答に制御されていることがわかる。
【0037】
図2、図3から、現在一般的に適用されているPI制御による速度制御では、エンジンが発生するトルクの周波数が機械共振周波数近傍になったときには、軸トルクや速度が振動的になることがわかる。
【0038】
図5〜図7は、本実施形態による制御結果を示す。図5は、エンジントルク(T1)→軸トルク(T12)のボード線図である。図2に示したように、一般的なPI制御では共振特性が残っていたが、本実施形態では図5に示すように共振が抑制されている。図6は、エンジントルク(T1)→速度検出(w2)のボード線図である。図3に示したように、一般的なP1制御では共振特性が残っていたが、本実施形態では図6に示すように共振が抑制されている。図7は速度指令値(w2ref)→速度検出(w2)のボード線図である。この図から、本実施形態では8Hz程度の速度制御応答に制御されていることわかる。
【0039】
以上の図5〜図7より、本実施形態によれば一般的なPI制御による速度制御結果よりも、速度制御応答が向上し、共振抑制もされることがわかる。また、μ設計法に比べてコントローラ回路の設計が容易になる。そのため、現在の技術では軸トルクや速度が振動的になるような状況においても、本実施形態によれば非振動的に制御され、安定なエンジン試験が効率よくできる。
【0040】
(実施形態2)
本実施形態は、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化するような機械系(ばねが非線形特性を持つ)に適用される。図12に示すエンジンベンチモデルの結合シャフト部がクラッチのような非線形バネ(バネ剛性値が捩れ角により変化するようなバネ)の場合には、以下のようにして速度制御系を構成する。
【0041】
(S1)あらかじめ何らかの手段で供試体エンジンの(回転数、開度)→(トルク)の関係を測定し、これをエンジントルクマップとして用意しておく。
【0042】
(S2)あらかじめ何らかの手段で図12のモデルにおける捩れトルク(軸トルク)値に対して機械系で発生する共振周波数の関係を表すテーブル(T2fテーブル)を作成しておく。何らかの手段とは、非線形バネの特性が判明している場合には計算により求められるし、特性がわかっていない場合には、捩れトルクがある値になっているときの共振周波数を実測してもよい。
【0043】
(S3)T2fテーブルから求めた共振周波数wc[rad/s]に対して、予め何らかの手段で得たエンジン慣性J1と動力計慣性J2から、
K12=J1*J2*wc2/(J1+J2) …(12)
として、クラッチ(結合シャフト)ばね剛性K12を求める。なお、エンジン慣性J1と動力計慣性J2は、各パーツの設計値から算出してもよいし、なんらかの手段で測定した値でもよい。
【0044】
(S4)実施形態1と同様に、パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)を求め、前記(4)式に従い動力計トルクT2を制御する。
【0045】
図8は本実施形態のコントローラの構成図である。本実施形態では、図1のコントローラ9の要素9A〜9Dに加えて、速度指令(w2ref)とエンジンのスロットル開度をエンジントルクマップ9Eに入力し、その出力トルクをT2fテーブル9Fに入力し、T2fテーブル9Fによってそのときの運転状態における共振周波数wcを算出する。演算要素9Gは共振周波数wcとエンジン慣性J1と動力計慣性J2から(12)式による演算でばね剛性K12を求め、設定要素9Hは前記(6)〜(10)式による係数c1〜c5の関係式を設定しておき、演算要素9Iによって(6)〜(10)式を解いて速度制御パラメータ(Kp,Ki,b1,b0,a1)を算出し、比例積分(PI)要素9Bとフィルタ要素9Cの値を調整する。
【0046】
本実施形態によれば、図13、図14に示すボード線図の共振周波数が、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化するような機械系(ばねが非線形特性を持つ)システムにおいても、図8のコントローラ構成にして、常にその共振周波数に適応した(4)式のゲインパラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)を選択することができ、非線形なエンジンベンチシステムに対しても非振動的に制御され、安定なエンジン試験が効率よくできる。
【0047】
(実施形態3)
本実施形態は、動力計速度指令値w2refによる速度制御において、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12 …(13)
と制御するものである。
【0048】
図9は、(13)式と等価なコントローラ10の回路図を示し、(13)式の右辺第1項は減算要素10Aにより求める速度偏差を積分(I)要素10Bで積分演算し、速度を比例(P)要素10Cで比例演算し、積分要素10Bの演算結果から減算要素10Dで減算したものに、遅れ要素10Eで遅れ分を加える。第2項は軸トルクT12をフィルタ要素10Fで演算し、これに乗算要素10Gで係数Kt12を乗じ、これを遅れ要素10Eの演算結果から減算要素10Hで減じてトルク指令T2refとする。
【0049】
(13)式中の係数(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)は、実施形態1と同様に、(1)〜(3)式、及び、(11)式の閉ループ特性多項式を求めると5次多項式になり、その特性は(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)により任意に設定できることがわかる。
【0050】
以下の(14)〜(18)式に、閉ループ特性多項式の(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)を算出するための式を示す。
【0051】
【数4】
【0052】
本実施形態では(13)式の(Ki,Kp,Kt12,b1,al)を決定するため、(14)〜(18)式中の(c5,c4,c3,c2,c1)を、5次低域通過フィルタの特性多項式の係数に設定する。
【0053】
例えば、二項係数型にするには、c5=1、c4=5、c3=10、c2=10、c1=5と設定する。
【0054】
また、Butterworth型にするには、c5=1,c4=3.23606797749979、c3=5.23606797749979,c2=5.23606797749979、c1=3.23606797749979とする。
【0055】
そして、(14)〜(18)式を解き、(13)式の制御パラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)を求める。
【0056】
本実施形態によれば、実施形態1と同様に、速度制御応答の向上と共に、共振も抑制できる。
【0057】
(実施形態4)
本実施形態は、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化するような機械系(ばねが非線形特性を持つ)に適用される。図12に示すエンジンベンチモデルの結合シャフト部がクラッチのような非線形バネ(バネ剛性値が捩れ角により変化するようなバネ)の場合には、以下のようにして速度制御系を構成する。
【0058】
(S1)あらかじめ何らかの手段で供試体エンジンの(回転数、開度)→(トルク)の関係を測定し、これをエンジントルクマップとして用意しておく。
【0059】
(S2)あらかじめ何らかの手段で図12のモデルにおける捩れトルク(軸トルク)値に対して機械系で発生する共振周波数の関係を表すテーブル(T2fテーブル)を作成しておく。何らかの手段とは、非線形バネの特性が判明している場合には計算により求められるし、特性がわかっていない場合には、捩れトルクがある値になっているときの共振周波数を実測してもよい。
【0060】
(S3)T2fテーブルから求めた共振周波数wc[rad/s]に対して、予め何らかの手段で得たエンジン慣性J1と動力計慣性J2から、
K12=J1*J2*wc2/(J1+J2) …(19)
として、クラッチ(結合シャフト)ばね剛性K12を求める。なお、エンジン慣性J1と動力計慣性J2は、各パーツの設計値から算出してもよいし、なんらかの手段で測定した値でもよい。
【0061】
(S4)実施形態3と同様に、パラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1.a1)を求め、前記(13)式に従い動力計トルクT2を制御する。
【0062】
図10は本実施形態のコントローラを示す。本実施形態では、図9のコントローラ10の要素10A〜10Hに加えて、速度指令(w2ref)とエンジンのスロットル開度をエンジントルクマップ10Iに入力し、その出力トルクをT2fテーブル10Jに入力し、T2fテーブル10Jによってそのときの運転状態におけるクラッチばね剛性K12を算出する。演算要素10Kは共振周波数wcとエンジン慣性J1と動力計慣性J2から(19)式による演算でばね剛性K12を求め、設定要素10Lは前記(14)〜(18)式による係数c1〜c5の関係式を設定しておき、演算要素10Mによって(14)〜(18)式を解いて速度制御パラメータ(Kp,Ki,Kt12,b1,a1)を算出し、要素10,10C,10E,10F,10GBの値を調整する。
【0063】
本実施形態によれば、実施形態2と同様に、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化するような機械系(ばねが非線形特性を持つ)システムにおいても、常にその共振周波数に適応したゲインパラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)を選択することができ、非線形なエンジンベンチシステムに対しても非振動的に制御され、安定なエンジン試験が効率よくできる。
【図面の簡単な説明】
【0064】
【図1】本発明の実施形態1を示すエンジンベンチシステムの構成図。
【図2】従来のPI制御による制御結果(その1)。
【図3】従来のPI制御による制御結果(その2)。
【図4】従来のPI制御による制御結果(その3)。
【図5】実施形態1による制御結果(その1)。
【図6】実施形態1による制御結果(その2)。
【図7】実施形態1による制御結果(その3)。
【図8】本発明の実施形態2を示すコントローラの構成図。
【図9】本発明の実施形態3を示すコントローラの構成図。
【図10】本発明の実施形態4を示すコントローラの構成図。
【図11】エンジンベンチシステムの構成例。
【図12】2慣性機械系のエンジンベンチモデル。
【図13】従来の機械特性の例。
【図14】従来の機械特性の例。
【符号の説明】
【0065】
1 エンジン
2 変速機
3 結合シャフト
4 動力計(ダイナモメータ)
7 軸トルクメータ
8 インバータ
9,10 コントローラ
【技術分野】
【0001】
本発明は、エンジンにダイナモメータをシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムに係り、特に2慣性機械系の共振を抑制するための動力計制御方式に関する。
【背景技術】
【0002】
図11は、エンジンベンチシステムの構成例を示すもので、エンジンE/GとトランスミッションT/Mを組み合わせ(ATあるいはMT、またMTの場合はクラッチ付)、シャフトを介してダイナモメータDYと接続している。エンジンE/G側は、スロットルアクチェータACTによりスロットル開度を調節し、エンジン出力を制御する。
【0003】
一方、ダイナモメータDY側には、回転検出器PP、トルク検出器(ロードセル)LCを設け、これら各検出器の検出信号をもとに速度やトルクの制御が実施される。この制御には、コントローラC(s)によりPID制御される。同図には速度制御の場合を示し、コントローラC(s)は速度の設定入力とダイナモメータDYの速度検出値との偏差を演算部でPID演算し、この演算結果でインバータ(電力変換器)の出力を制御してダイナモメータDYの速度制御を行う。
【0004】
このようなダイナモメータのPID制御によるエンジンベンチシステムにおいて、エンジンが発生する脈動トルクによりシャフトの共振破壊を起こす恐れがある。これを防ぐために、ダイナモメータとシャフトとエンジンの機械系の共振点をエンジンが発生する脈動トルクの周波数以下に設定し、ダイナモメータのPID制御で行うようにしている。
【0005】
共振抑制を必要とするエンジンベンチシステムの動力計速度の他の制御方式として、ロバスト制御設計理論のひとつであるμ設計法を用いた速度制御方式がある(例えば、特許文献1参照)。
【特許文献1】特開2003−121308号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【0006】
特許文献1で提案している速度制御方式は、制御対象であるエンジンベンチシステムがガタやヒステリシスなどの大きな非線形性を持たないシステムを対象としている。一方、一般的なエンジンベンチシステムではエンジンと動力計の間にクラッチが入っている。クラッチにはガタなどが存在し、このようなエンジンベンチシステムには特許文献1の制御手法を適用することは困難となる。
【0007】
また、特許文献1の制御手法はμ設計法に基づいており、コントローラ回路を得るまでには、制御対象のモデル化、及び、重み関数の決定という、大きくわけて2つの作業が必要となる。特に重み関数の決定には試行錯誤を要する。そのため、供試体エンジンが変更されたときにはコントローラ回路の設計に時間を要し、効率よい試験が困難となる。
【0008】
また、クラッチを持つ一般的なエンジンベンチシステムは、クラッチによる共振特性を持つが、現在、一般的に適用されている速度制御方式では共振特性を考慮していないため、特にエンジントルクから軸トルク検出の特性には機械系の共振点が大きく現れ、軸トルクを観測することによりエンジントルクの振動波形を推定することが困難となっている。
【0009】
本発明の目的は、軸トルクや速度が振動的になるのを抑制でき、安定なエンジン試験を効率よくできるエンジンベンチシステムの動力計制御方式を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【0010】
本発明は、前記の課題を解決するため、エンジンベンチシステムの機械系を2慣性系エンジンベンチモデルとし、このモデルの運動方程式と動力計制御特性の閉ループ特性の5次多項式P(s)を適切に設定した5次多項式の特性になるように、動力計制御パラメータを決定することにより、機械系の共振動作を抑制する動力計のトルク指令を得るようにしたもので、以下の構成を特徴とする。
【0011】
(1)エンジンに動力計をシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、
前記動力計のコントローラは、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)
+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12
ただし、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w2refは動力計速度指令、w2は動力計角速度、Ki,Kp,b1,b0,a1はパラメータ。
の演算で求める構成にしたことを特徴とする。
【0012】
(2)前記パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)は、
J1*s*w1=T1+T12
T12=K12/s*(w2−w1)
J2*s*w2=−T12+T2
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)
+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12
ただし、J1はエンジン慣性モーメント、J2は動力計慣性モーメント、K12は結合シャフトばね剛性、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1はエンジン角速度、w2は動力計角速度、T1はエンジントルク、T2は動力計トルク。
とした閉ループ特性の5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,b1,b0,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする。
【0013】
(3)前記シャフトが非線形特性をもち、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化する場合、
前記エンジンの回転数とスロットル開度に対する出力トルクの測定値を得るエンジントルクマップと、
前記トルクマップの出力を前記シャフトの捩れトルク(軸トルク)値とし、この軸トルクに対するエンジンから動力計までの機械系で発生する共振周波数の関係をもつT2fテーブルと、
前記T2fテーブルから求めた共振周波数wcと、前記エンジン慣性J1と動力計慣性J2から前記ばね剛性K12を求め、前記5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,b1,b0,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする。
【0014】
(4)エンジンに動力計をシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、
前記動力計のコントローラは、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12
ただし、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w2refは動力計速度指令、w2は動力計角速度、Ki,Kp,Kt12,b1,a1はパラメータ。
の演算で求める構成にしたことを特徴とする。
【0015】
(5)前記パラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)は、
J1*s*w1=T1+T12
T12=K12/s*(w2−w1)
J2*s*w2=−T12+T2
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12
ただし、J1はエンジン慣性モーメント、J2は動力計慣性モーメント、K12は結合シャフトばね剛性、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1はエンジン角速度、w2は動力計角速度、T1はエンジントルク、T2は動力計トルク。
とした閉ループ特性の5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,Kt12,b1,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする。
【0016】
(6)前記シャフトが非線形特性をもち、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化する場合、
前記エンジンの回転数とスロットル開度に対する出力トルクの測定値を得るエンジントルクマップと、
前記トルクマップの出力を前記シャフトの捩れトルク(軸トルク)値とし、この軸トルクに対するエンジンから動力計までの機械系で発生する共振周波数の関係をもつT2fテーブルと、
前記T2fテーブルから求めた共振周波数wcと、前記エンジン慣性J1と動力計慣性J2から前記ばね剛性K12を求め、前記5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,Kt12,b1,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする。
【発明の効果】
【0017】
以上のとおり、本発明によれば、エンジンベンチシステムの機械系を2慣性系エンジンベンチモデルとし、このモデルの運動方程式と動力計制御特性の閉ループ特性の5次多項式P(s)を適切に設定した5次多項式の特性になるように、動力計制御パラメータを決定することにより、機械系の共振動作を抑制する動力計のトルク指令を得るようにしたため、軸トルクや速度が振動的になるのを抑制でき、安定なエンジン試験を効率よくできる。
【発明を実施するための最良の形態】
【0018】
まず、本発明が対象とするエンジンベンチシステムの機械系特性を説明する。一般にエンジンベンチシステムの機械系構成は2慣性系以上の多慣性系機械系モデルとして表現される。本発明は2慣性系と近似できるようなエンジンベンチシステムを対象としている。
【0019】
図12に対象としている2慣性機械系のエンジンベンチモデルを示す。このエンジンベンチモデルにおける物理値を、J1:エンジン慣性モーメント、J2:動力計慣性モーメント、K12:結合シャフトばね剛性、T12:結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1:エンジン角速度、w2:動力計角速度、T1:エンジントルク、T2:動力計トルクとすると、ラプラス演算子をsとして、エンジンベンチの運動方程式は、以下の式で表現できる。
【0020】
J1*s*w1=T1+T12 …(1)
T12=K12/s*(w2−w1) …(2)
J2*s*w2=−T12+T2 …(3)
図13、及び、図14にJ1=0.3、K12=1500、J2=0.7の場合の図11のエンジンベンチシステムの特性例を示す。図13は、T1(エンジントルク)→T12(軸トルク)のボード線図であり、図14は、T1(エンジントルク)→w2(動力計速度)のボード線図である。このように、一般的なエンジンベンチシステムの機械系ではある周波数に共振点(図13では約11Hz)をもつ。
【0021】
(実施形態1)
図1は、本実施形態のエンジンベンチシステムの構成図である。エンジン1とトランスミッション2にはシャフト3を介してダイナモメータ4と接続し、エンジン1はスロットル開度で出力を制御し、ダイナモメータ4は回転検出器5、および軸トルク検出器7を設け、これら各検出器の検出信号をもとにインバータ8によってダイナモメータ4の速度制御を行うシステム構成とする。
【0022】
このシステム構成において、インバータ8にトルク指令を与えるコントローラ9は、動力計速度指令値(w2の指令値)をw2refとしたときに、動力計トルクT2を以下の(4)式に従ったトルク指令T2refで制御するものである。
【0023】
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12 …(4)
(4)式の右辺第1項は減算要素9Aにより求める速度偏差を比例積分(PI)要素9Bで比例積分演算し、第2項は軸トルクT12をフィルタ要素9Cで演算する。加算要素9Dは要素9Bと9Cの演算結果を加算してトルク指令T2refとする。この(4)式中のパラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)は以下のようにして決定する。
【0024】
前記の(1)〜(3)式、及び、(4)式の閉ループ特性多項式P(s)を求めると、以下の5次多項式になる。
【0025】
【数1】
【0026】
この多項式P(s)のs、s2,s3,s4,s5の項の係数は、(Ki.Kp,b1,b0,a1)により任意に決定する事ができる。すなわち、
【0027】
【数2】
【0028】
として、(6)式〜(10)式の連立方程式を(Ki.Kp.b1.b0.a1)について解くことにより、(1)〜(4)式の閉ループ多項式を、
【0029】
【数3】
【0030】
とすることができる。
【0031】
本実施形態では(4)式の(Ki,Kp,b1,b0,a1)を決定するため、(6)式〜(10)式になる(c5,c4,c3,c2.c1)を、5次低域通過フィルタの特性多項式の係数に設定する。
【0032】
例えば、二項係数型にするには、c5=1.c4=5.c3=10,c2=10,c1=5と設定する。
【0033】
また、Butterworth型にするには、c5=1.c4=3.23606797749979,c3=5.23606797749979,c2=5.23606797749979,c1=3.23606797749979とする。
【0034】
そして、(6)〜(10)式を解き、(4)式の制御パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)を求める。
【0035】
本実施形態によれば、速度制御応答の向上と共に、共振も抑制できる。このことを説明する。まず、エンジンベンチシステムの速度制御に、現在一般的に適用されているPI制御による制御結果を図2〜図4に示す。
【0036】
図2は、エンジントルク(T1)→軸トルク(T12)のボード線図である。図13に示したように、エンジンベンチシステムは共振特性を持ち、PI制御により速度制御したときも、図2のようにほぼ同じ共振特性が残っていることがわかる。図3は、エンジントルク(T1)→速度検出(w2)のボード線図である。図14に示したように、エンジンベンチシステムは共振特性を持ち、PI制御により速度制御したときも、図3のように共振特性が残っていることがわかる。図4は速度指令値(w2ref)→速度検出(w2)のボード線図である。この図から、一般的なPI制御では4Hz程度の速度制御応答に制御されていることがわかる。
【0037】
図2、図3から、現在一般的に適用されているPI制御による速度制御では、エンジンが発生するトルクの周波数が機械共振周波数近傍になったときには、軸トルクや速度が振動的になることがわかる。
【0038】
図5〜図7は、本実施形態による制御結果を示す。図5は、エンジントルク(T1)→軸トルク(T12)のボード線図である。図2に示したように、一般的なPI制御では共振特性が残っていたが、本実施形態では図5に示すように共振が抑制されている。図6は、エンジントルク(T1)→速度検出(w2)のボード線図である。図3に示したように、一般的なP1制御では共振特性が残っていたが、本実施形態では図6に示すように共振が抑制されている。図7は速度指令値(w2ref)→速度検出(w2)のボード線図である。この図から、本実施形態では8Hz程度の速度制御応答に制御されていることわかる。
【0039】
以上の図5〜図7より、本実施形態によれば一般的なPI制御による速度制御結果よりも、速度制御応答が向上し、共振抑制もされることがわかる。また、μ設計法に比べてコントローラ回路の設計が容易になる。そのため、現在の技術では軸トルクや速度が振動的になるような状況においても、本実施形態によれば非振動的に制御され、安定なエンジン試験が効率よくできる。
【0040】
(実施形態2)
本実施形態は、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化するような機械系(ばねが非線形特性を持つ)に適用される。図12に示すエンジンベンチモデルの結合シャフト部がクラッチのような非線形バネ(バネ剛性値が捩れ角により変化するようなバネ)の場合には、以下のようにして速度制御系を構成する。
【0041】
(S1)あらかじめ何らかの手段で供試体エンジンの(回転数、開度)→(トルク)の関係を測定し、これをエンジントルクマップとして用意しておく。
【0042】
(S2)あらかじめ何らかの手段で図12のモデルにおける捩れトルク(軸トルク)値に対して機械系で発生する共振周波数の関係を表すテーブル(T2fテーブル)を作成しておく。何らかの手段とは、非線形バネの特性が判明している場合には計算により求められるし、特性がわかっていない場合には、捩れトルクがある値になっているときの共振周波数を実測してもよい。
【0043】
(S3)T2fテーブルから求めた共振周波数wc[rad/s]に対して、予め何らかの手段で得たエンジン慣性J1と動力計慣性J2から、
K12=J1*J2*wc2/(J1+J2) …(12)
として、クラッチ(結合シャフト)ばね剛性K12を求める。なお、エンジン慣性J1と動力計慣性J2は、各パーツの設計値から算出してもよいし、なんらかの手段で測定した値でもよい。
【0044】
(S4)実施形態1と同様に、パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)を求め、前記(4)式に従い動力計トルクT2を制御する。
【0045】
図8は本実施形態のコントローラの構成図である。本実施形態では、図1のコントローラ9の要素9A〜9Dに加えて、速度指令(w2ref)とエンジンのスロットル開度をエンジントルクマップ9Eに入力し、その出力トルクをT2fテーブル9Fに入力し、T2fテーブル9Fによってそのときの運転状態における共振周波数wcを算出する。演算要素9Gは共振周波数wcとエンジン慣性J1と動力計慣性J2から(12)式による演算でばね剛性K12を求め、設定要素9Hは前記(6)〜(10)式による係数c1〜c5の関係式を設定しておき、演算要素9Iによって(6)〜(10)式を解いて速度制御パラメータ(Kp,Ki,b1,b0,a1)を算出し、比例積分(PI)要素9Bとフィルタ要素9Cの値を調整する。
【0046】
本実施形態によれば、図13、図14に示すボード線図の共振周波数が、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化するような機械系(ばねが非線形特性を持つ)システムにおいても、図8のコントローラ構成にして、常にその共振周波数に適応した(4)式のゲインパラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)を選択することができ、非線形なエンジンベンチシステムに対しても非振動的に制御され、安定なエンジン試験が効率よくできる。
【0047】
(実施形態3)
本実施形態は、動力計速度指令値w2refによる速度制御において、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12 …(13)
と制御するものである。
【0048】
図9は、(13)式と等価なコントローラ10の回路図を示し、(13)式の右辺第1項は減算要素10Aにより求める速度偏差を積分(I)要素10Bで積分演算し、速度を比例(P)要素10Cで比例演算し、積分要素10Bの演算結果から減算要素10Dで減算したものに、遅れ要素10Eで遅れ分を加える。第2項は軸トルクT12をフィルタ要素10Fで演算し、これに乗算要素10Gで係数Kt12を乗じ、これを遅れ要素10Eの演算結果から減算要素10Hで減じてトルク指令T2refとする。
【0049】
(13)式中の係数(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)は、実施形態1と同様に、(1)〜(3)式、及び、(11)式の閉ループ特性多項式を求めると5次多項式になり、その特性は(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)により任意に設定できることがわかる。
【0050】
以下の(14)〜(18)式に、閉ループ特性多項式の(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)を算出するための式を示す。
【0051】
【数4】
【0052】
本実施形態では(13)式の(Ki,Kp,Kt12,b1,al)を決定するため、(14)〜(18)式中の(c5,c4,c3,c2,c1)を、5次低域通過フィルタの特性多項式の係数に設定する。
【0053】
例えば、二項係数型にするには、c5=1、c4=5、c3=10、c2=10、c1=5と設定する。
【0054】
また、Butterworth型にするには、c5=1,c4=3.23606797749979、c3=5.23606797749979,c2=5.23606797749979、c1=3.23606797749979とする。
【0055】
そして、(14)〜(18)式を解き、(13)式の制御パラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)を求める。
【0056】
本実施形態によれば、実施形態1と同様に、速度制御応答の向上と共に、共振も抑制できる。
【0057】
(実施形態4)
本実施形態は、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化するような機械系(ばねが非線形特性を持つ)に適用される。図12に示すエンジンベンチモデルの結合シャフト部がクラッチのような非線形バネ(バネ剛性値が捩れ角により変化するようなバネ)の場合には、以下のようにして速度制御系を構成する。
【0058】
(S1)あらかじめ何らかの手段で供試体エンジンの(回転数、開度)→(トルク)の関係を測定し、これをエンジントルクマップとして用意しておく。
【0059】
(S2)あらかじめ何らかの手段で図12のモデルにおける捩れトルク(軸トルク)値に対して機械系で発生する共振周波数の関係を表すテーブル(T2fテーブル)を作成しておく。何らかの手段とは、非線形バネの特性が判明している場合には計算により求められるし、特性がわかっていない場合には、捩れトルクがある値になっているときの共振周波数を実測してもよい。
【0060】
(S3)T2fテーブルから求めた共振周波数wc[rad/s]に対して、予め何らかの手段で得たエンジン慣性J1と動力計慣性J2から、
K12=J1*J2*wc2/(J1+J2) …(19)
として、クラッチ(結合シャフト)ばね剛性K12を求める。なお、エンジン慣性J1と動力計慣性J2は、各パーツの設計値から算出してもよいし、なんらかの手段で測定した値でもよい。
【0061】
(S4)実施形態3と同様に、パラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1.a1)を求め、前記(13)式に従い動力計トルクT2を制御する。
【0062】
図10は本実施形態のコントローラを示す。本実施形態では、図9のコントローラ10の要素10A〜10Hに加えて、速度指令(w2ref)とエンジンのスロットル開度をエンジントルクマップ10Iに入力し、その出力トルクをT2fテーブル10Jに入力し、T2fテーブル10Jによってそのときの運転状態におけるクラッチばね剛性K12を算出する。演算要素10Kは共振周波数wcとエンジン慣性J1と動力計慣性J2から(19)式による演算でばね剛性K12を求め、設定要素10Lは前記(14)〜(18)式による係数c1〜c5の関係式を設定しておき、演算要素10Mによって(14)〜(18)式を解いて速度制御パラメータ(Kp,Ki,Kt12,b1,a1)を算出し、要素10,10C,10E,10F,10GBの値を調整する。
【0063】
本実施形態によれば、実施形態2と同様に、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化するような機械系(ばねが非線形特性を持つ)システムにおいても、常にその共振周波数に適応したゲインパラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)を選択することができ、非線形なエンジンベンチシステムに対しても非振動的に制御され、安定なエンジン試験が効率よくできる。
【図面の簡単な説明】
【0064】
【図1】本発明の実施形態1を示すエンジンベンチシステムの構成図。
【図2】従来のPI制御による制御結果(その1)。
【図3】従来のPI制御による制御結果(その2)。
【図4】従来のPI制御による制御結果(その3)。
【図5】実施形態1による制御結果(その1)。
【図6】実施形態1による制御結果(その2)。
【図7】実施形態1による制御結果(その3)。
【図8】本発明の実施形態2を示すコントローラの構成図。
【図9】本発明の実施形態3を示すコントローラの構成図。
【図10】本発明の実施形態4を示すコントローラの構成図。
【図11】エンジンベンチシステムの構成例。
【図12】2慣性機械系のエンジンベンチモデル。
【図13】従来の機械特性の例。
【図14】従来の機械特性の例。
【符号の説明】
【0065】
1 エンジン
2 変速機
3 結合シャフト
4 動力計(ダイナモメータ)
7 軸トルクメータ
8 インバータ
9,10 コントローラ
【特許請求の範囲】
【請求項1】
エンジンに動力計をシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、
前記動力計のコントローラは、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)
+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12
ただし、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w2refは動力計速度指令、w2は動力計角速度、Ki,Kp,b1,b0,a1はパラメータ。
の演算で求める構成にしたことを特徴とするエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項2】
前記パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)は、
J1*s*w1=T1+T12
T12=K12/s*(w2−w1)
J2*s*w2=−T12+T2
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)
+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12
ただし、J1はエンジン慣性モーメント、J2は動力計慣性モーメント、K12は結合シャフトばね剛性、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1はエンジン角速度、w2は動力計角速度、T1はエンジントルク、T2は動力計トルク。
とした閉ループ特性の5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,b1,b0,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする請求項1に記載のエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項3】
前記シャフトが非線形特性をもち、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化する場合、
前記エンジンの回転数とスロットル開度に対する出力トルクの測定値を得るエンジントルクマップと、
前記トルクマップの出力を前記シャフトの捩れトルク(軸トルク)値とし、この軸トルクに対するエンジンから動力計までの機械系で発生する共振周波数の関係をもつT2fテーブルと、
前記T2fテーブルから求めた共振周波数wcと、前記エンジン慣性J1と動力計慣性J2から前記ばね剛性K12を求め、前記5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,b1,b0,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする請求項1に記載のエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項4】
エンジンに動力計をシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、
前記動力計のコントローラは、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12
ただし、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w2refは動力計速度指令、w2は動力計角速度、Ki,Kp,Kt12,b1,a1はパラメータ。
の演算で求める構成にしたことを特徴とするエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項5】
前記パラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)は、
J1*s*w1=T1+T12
T12=K12/s*(w2−w1)
J2*s*w2=−T12+T2
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12
ただし、J1はエンジン慣性モーメント、J2は動力計慣性モーメント、K12は結合シャフトばね剛性、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1はエンジン角速度、w2は動力計角速度、T1はエンジントルク、T2は動力計トルク。
とした閉ループ特性の5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,Kt12,b1,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする請求項4に記載のエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項6】
前記シャフトが非線形特性をもち、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化する場合、
前記エンジンの回転数とスロットル開度に対する出力トルクの測定値を得るエンジントルクマップと、
前記トルクマップの出力を前記シャフトの捩れトルク(軸トルク)値とし、この軸トルクに対するエンジンから動力計までの機械系で発生する共振周波数の関係をもつT2fテーブルと、
前記T2fテーブルから求めた共振周波数wcと、前記エンジン慣性J1と動力計慣性J2から前記ばね剛性K12を求め、前記5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,Kt12,b1,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする請求項4に記載のエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項1】
エンジンに動力計をシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、
前記動力計のコントローラは、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)
+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12
ただし、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w2refは動力計速度指令、w2は動力計角速度、Ki,Kp,b1,b0,a1はパラメータ。
の演算で求める構成にしたことを特徴とするエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項2】
前記パラメータ(Ki,Kp,b1,b0,a1)は、
J1*s*w1=T1+T12
T12=K12/s*(w2−w1)
J2*s*w2=−T12+T2
T2ref=(Ki/s+Kp)*(w2ref−w2)
+(b1*s+b0)/(a1*s+1)*T12
ただし、J1はエンジン慣性モーメント、J2は動力計慣性モーメント、K12は結合シャフトばね剛性、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1はエンジン角速度、w2は動力計角速度、T1はエンジントルク、T2は動力計トルク。
とした閉ループ特性の5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,b1,b0,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする請求項1に記載のエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項3】
前記シャフトが非線形特性をもち、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化する場合、
前記エンジンの回転数とスロットル開度に対する出力トルクの測定値を得るエンジントルクマップと、
前記トルクマップの出力を前記シャフトの捩れトルク(軸トルク)値とし、この軸トルクに対するエンジンから動力計までの機械系で発生する共振周波数の関係をもつT2fテーブルと、
前記T2fテーブルから求めた共振周波数wcと、前記エンジン慣性J1と動力計慣性J2から前記ばね剛性K12を求め、前記5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,b1,b0,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする請求項1に記載のエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項4】
エンジンに動力計をシャフトで結合し、エンジンの各種特性を測定するエンジンベンチシステムにおいて、
前記動力計のコントローラは、動力計トルク指令T2refを、
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12
ただし、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w2refは動力計速度指令、w2は動力計角速度、Ki,Kp,Kt12,b1,a1はパラメータ。
の演算で求める構成にしたことを特徴とするエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項5】
前記パラメータ(Ki,Kp,Kt12,b1,a1)は、
J1*s*w1=T1+T12
T12=K12/s*(w2−w1)
J2*s*w2=−T12+T2
T2ref=((Ki/s)*(w2ref−w2)−Kp*w2)*(1/(a1*s+1))−((bl*s+1)/(a1*s+1)*T12)*Kt12
ただし、J1はエンジン慣性モーメント、J2は動力計慣性モーメント、K12は結合シャフトばね剛性、T12は結合シャフト捩れトルク(軸トルク)、w1はエンジン角速度、w2は動力計角速度、T1はエンジントルク、T2は動力計トルク。
とした閉ループ特性の5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,Kt12,b1,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする請求項4に記載のエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【請求項6】
前記シャフトが非線形特性をもち、軸トルクの大きさにより共振周波数が変化する場合、
前記エンジンの回転数とスロットル開度に対する出力トルクの測定値を得るエンジントルクマップと、
前記トルクマップの出力を前記シャフトの捩れトルク(軸トルク)値とし、この軸トルクに対するエンジンから動力計までの機械系で発生する共振周波数の関係をもつT2fテーブルと、
前記T2fテーブルから求めた共振周波数wcと、前記エンジン慣性J1と動力計慣性J2から前記ばね剛性K12を求め、前記5次多項式P(s)の係数が適切に設定した5次多項式の係数c1〜c5となるようにKi,Kp,Kt12,b1,a1を決定する手段を備えたことを特徴とする請求項4に記載のエンジンベンチシステムの動力計制御方式。
【図1】
【図2】
【図3】
【図4】
【図5】
【図6】
【図7】
【図8】
【図9】
【図10】
【図11】
【図12】
【図13】
【図14】
【図2】
【図3】
【図4】
【図5】
【図6】
【図7】
【図8】
【図9】
【図10】
【図11】
【図12】
【図13】
【図14】
【公開番号】特開2010−19652(P2010−19652A)
【公開日】平成22年1月28日(2010.1.28)
【国際特許分類】
【出願番号】特願2008−179684(P2008−179684)
【出願日】平成20年7月10日(2008.7.10)
【出願人】(000006105)株式会社明電舎 (1,739)
【Fターム(参考)】
【公開日】平成22年1月28日(2010.1.28)
【国際特許分類】
【出願日】平成20年7月10日(2008.7.10)
【出願人】(000006105)株式会社明電舎 (1,739)
【Fターム(参考)】
[ Back to top ]