JP4766039B2

JP4766039B2 - エンジンベンチシステムの制御方式

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Inventors: 岳夫秋山; 喜正澤田; 正康菅家
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Description

本発明は、供試エンジンに動力吸収体としてのダイナモメータを直結し、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の制御方式に係り、特にダイナモメータのトルク制御に関する。

図１３は、エンジンベンチシステムを示したもので、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）、結合シャフトを介してダイナモメータＤＹと接続する。エンジンＥ／Ｇは、スロットルアクチェータＡＣＴによりスロットル開度を制御する。

一方、ダイナモメータＤＹ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ダイナモメータＤＹの速度やトルクを制御する。この制御には、コントローラ（動力計制御器）Ｃ（ｓ）によりＰＩＤ制御される。同図にはトルク制御の場合を示し、コントローラＣ（ｓ）はトルクの設定入力とダイナモメータＤＹのトルク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ＩＮＶの出力を制御してダイナモメータＤＹのトルク制御を行う。

このようなダイナモメータをＰＩＤ制御す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、ダイナモメータをＰＩＤ制御する制御方式がある。しかし、機械系共振点をエンジン脈動トルク周波数以下に設定することは、高速応答の速度制御及び軸トルク制御が非常に困難になってくる。

上記のシャフトの共振抑制を図りながら、安定化および高速化したエンジンベンチシステムの軸トルク制御方式として、ロバスト制御設計理論の１つであるμ設計法を用いた軸トルク制御方式を本願出願人は既に提案している（例えば、特許文献１、特許文献２参照）。μ設計法は、構造化特異値μを用いて実システムがもつ各摂動の大きさを表すことができ、特許文献１ではコントローラの設計時にロバスト安定およびロバスト性能の条件として求め、コントローラがもつ伝達関数として組み込む。
特許第３７７５２８４号公報特開２００３−１２１３０７号公報

μ設計法を用いた軸トルク制御方式では、（１）制御対象のモデル化、（２）重み関数の決定、の大きくわけて２つの作業が必要となるが、重み関数の決定には試行錯誤を要する。

また、特許文献２で提案する方式は、軸のばね剛性の変動に対してある程度ロバスト性を保証しているが、ばね剛性が大きく変化する場合、例えば１００Ｎｍ／ｒａｄ程度から３０００Ｎｍ／ｒａｄ程度までと大きく変化する場合には、μ設計法を基とした安定な制御は困難である。

本発明の目的は、共振抑制効果を持ち、かつ軸のばね剛性が大きく変化する場合にも安定制御ができるエンジンベンチシステムの制御方式を提供することにある。

本発明の制御方式を原理的に説明する。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慣性系で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おり、図１４に機械系モデルを示す。このモデルはエンジンに結合シャフトを介してダイナモメータ（動力計）が直結されたものとする。

図１４の機械系モデルにおける各パーツの物理値を、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）、ω１：エンジン角速度、ω２：動力計角速度、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、下記の式（１）〜（３）となる。

本発明では、軸トルク指令値（Ｔ１２の指令値）をＴ１２ｒと表して、動力計トルクＴ２を下記の式（４）に示す伝達関数を基に制御する。この（４）式では、軸トルク指令値Ｔ１２ｒと軸トルク検出値Ｔ１２との偏差（Ｔ１２ｒ−Ｔ１２）を積分係数Ｋ_Iを有して積分演算する積分要素と、軸トルク検出値Ｔ１２を微分係数Ｋ_Dを有して微分演算して一次遅れ（時定数ｆ₁）で求める微分要素と、軸トルク検出値Ｔ１２を比例係数Ｋ_Pを有して比例演算して一次遅れ（時定数ｆ₁）で求める比例要素とからなり、積分要素から微分要素と比例要素を減算してトルク制御信号Ｔ２を得る。

上記の式（１）〜（３）の運動方程式で表現される制御対象を式（４）のように制御すると、その閉ループ特性多項式は４次になり、その４次多項式の各係数は４つのパラメータ（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）により任意に設定できる。式（１）〜（４）の閉ループ特性多項式を下記の式（５）とおく。

式（１）〜（４）の閉ループ特性多項式の係数と式（５）の係数を比較し、係数（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）について解くことにより、式（４）の制御パラメータ（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）は、制御対象パラメータ推定値（Ｊｌ，Ｋ１２，Ｊ２）と制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）から決定する事ができる。この関係は下記の式（６）〜（９）のように、関数ｆ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１，Ｊ１，Ｋ１２，Ｊ２）として表現する。

したがって、本発明は、エンジンベンチシステムを２慣性系機械系モデルとして表現し、この機械系モデルの運動方程式とコントローラの伝達関数による閉ループ特性多項式に４次多項式のものを得、コントローラの伝達関数の各係数は４つのパラメータ（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を適宜設定または決定することにより、従来のように重み関数の調整を不要にして容易に共振抑制効果を持つ制御ゲインを求めるものである。

ここで、式（６）〜（９）で使用する制御対象パラメータ推定値（Ｊｌ，Ｋ１２，Ｊ２）は実機の物理パラメータと完全に一致する事はありえないが、本発明によれば、実機のばね剛性Ｋ１２ｒが式（６）〜（９）式で使用しているＫ１２と比較して、Ｋ１２ｒ＞＞Ｋ１２となった場合においても安定な制御を得る。

以上のことから、本発明は、以下の制御方式を特徴とする。

（１）供試エンジンとダイナモメータを結合シャフトで結合し、ダイナモメータの軸トルク制御で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、
ダイナモメータの軸トルク指令Ｔ１２ｒと軸トルク検出値Ｔ１２を基に、

ただし、Ｋ_I、Ｋ_D、Ｋ_P、ｆ₁はパラメータ、ｓはラプラス演算子
の伝達関数を有してダイナモメータのトルク制御を行う制御器を備えたことを特徴とする。

（２）前記パラメータ（Ｋ_I、Ｋ_D、Ｋ_P、ｆ₁）は、制御対象パラメータ推定値（Ｊｌ，Ｋ１２，Ｊ２）と設定する制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）を基に、

ただし、Ｊ１はエンジン慣性モーメント、Ｊ２はダイナモメータ慣性モーメント、Ｋ１２は結合シャフトのばね剛性、
に従った演算で決定する関数演算部を備えたことを特徴とする。

（３）前記制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）は、二項係数型またはＢｕｔｔｅｒｗｏｒｔｈ型に設定するパラメータ設定器を備えたことを特徴とする。

（４）前記制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）は、共振特性を持つ２慣性機械系の特性多項式と２次の低域通過フィルタの特性多項式の積の係数に設定するパラメータ演算部を備えたことを特徴とする。

（５）前記制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）は、共振特性Ａを持つ２慣性系の特性多項式と、共振特性Ｂを持つ２慣性系の特性多項式の積の係数に設定するパラメータ演算部を備えたことを特徴とする。

（６）前記軸トルク指令Ｔ１２ｒの大きさにより変化するシステムの共振周波数をデータとしてもつＴ２ｆテーブルと、
前記Ｔ２ｆテーブルから得る共振周波数ωｃに対して、エンジン慣性モーメントＪ１とダイナモメータ慣性モーメントＪ２から、

に従った演算で前記ばね剛性Ｋ１２を求め、このばね剛性Ｋ１２を前記関数演算部に設定するばね剛性演算部とを備えたことを特徴とする。

（７）前記軸トルク検出値Ｔ１２の大きさにより変化するシステムの共振周波数をデータとしてもつＴ２ｆテーブルと、
前記Ｔ２ｆテーブルから得る共振周波数ωｃに対して、エンジン慣性モーメントＪ１とダイナモメータ慣性モーメントＪ２から、

（８）前記軸トルク指令値Ｔ１２ｒと、前記軸トルク検出値Ｔ１２を高域通過フィルタに通した検出値とを加算した値の大きさにより変化するシステムの共振周波数をデータとしてもつＴ２ｆテーブルと、
前記Ｔ２ｆテーブルから得る共振周波数ωｃに対して、エンジン慣性モーメントＪ１とダイナモメータ慣性モーメントＪ２から、

（９）前記Ｔ２ｆテーブルで求める共振周波数をゲインＫ（ただし、０＜Ｋ＜＝ｌ）倍して前記ばね剛性演算部の入力とする係数器を備えたことを特徴とする。

以上のとおり、本発明によれば、エンジンベンチシステムを２慣性系機械系モデルとして表現し、この機械系モデルの運動方程式とコントローラの伝達関数による閉ループ特性多項式に４次多項式のものを得、コントローラの伝達関数の各係数は４つのパラメータ（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を適宜設定または決定し、さらに機械モデルに現れる共振周波数を基にばね剛性Ｋ１２を決定するようにしたため、共振抑制効果を持ち、かつ軸のばね剛性が大きく変化する場合にも安定制御ができる。

（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におけるダイナモメータの要部制御回路を示す。エンジン１とダイナモメータ２がシャフト３で結合され、エンジン１の出力制御とダイナモメータ２のトルクをインバータ４で制御するシステム構成において、コントローラ５は前記の（４）式の伝達関数を有し、軸トルク指令Ｔ１２ｒと軸トルク検出値Ｔ１２を基にした演算で、ダイナモメータ２のトルク制御信号Ｔ２を発生する。

コントローラ５における制御パラメータ（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）は、関数演算部６に設定する制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）と制御対象パラメータ推定値（Ｊｌ，Ｋ１２，Ｊ２）を基に前記の（６）〜（９）式に従った演算で決定する。

本実施形態では、以下のように（４）式の係数（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を決定する。

制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）は、パラメータ設定器として用意し、例えば二項係数型にするには、
ａ４＝１，ａ３＝４，ａ２＝６，ａ＝４
と設定し、Ｂｕｔｔｅｒｗｏｒｔｈ型にするには、
ａ４＝１，ａ３＝２．６１３１２５９２９７５２７５，ａ２＝３．４１４２１３５６２３７３０９，ａ１＝２．６１３１２５９２９７５２７５
とする。

本実施形態によれば、２慣性系パラメータＪ１，Ｋ１２，Ｊ２から、（６）〜（９）式により直接制御ゲインを決定する方式であるので、従来の方法のように重み関数の調整を必要とせず、容易に共振抑制効果を持つ制御ゲインを求めることができる。

図２は図１のエンジンベンチシステムの特性例を示す。図２は、Ｊｌ＝０．２，Ｋ１２＝１５００，Ｊ２＝０．７の場合の、Ｔ２→Ｔ１２のボード線図である。このように、エンジンベンチシステムではある周波数に共振点（図２では約１５Ｈｚ）をもち、また動力計トルク制御信号Ｔ２から軸トルク検出Ｔ１２までの定常ゲイン（低域でのゲイン）も０ｄＢにならない（図２では、約−１３ｄＢ）。

図３は本実施形態における制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａｌ）として、Ｂｕｔｔｅｒｗｏｒｔｈ型の上記の値を設定し、（６）〜（９）式で算出した（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を（４）式に従って適用した場合の軸トルク指令値（Ｔ１２ｒ）から軸トルク検出値（Ｔ１２）のボード線図である。

このように、本実施形態によれば、共振抑制され定常ゲインも０ｄＢとなるように制御されている。また、従来の方法のように重み関数の調整を必要とせず、容易に共振抑制効果を持つ制御ゲインを求めることができる。

図４は本実施形態による効果の別の例を示す。図４は、実機械系ではＫ１２＝１５００であるときに（４）式の制御ゲインの算出式（６）〜（９）式でのＫ１２を、（Ａ）：Ｋ１２＝１５００，（Ｂ）：Ｋ１２＝７５０，（Ｃ）：Ｋ１２＝１５０，（Ｄ）：Ｋ１２＝１５とした場合の軸トルク指令値（Ｔ１２ｒ）から軸トルク検出値（Ｔ１２）のステップ応答の例である。

このように、本実施形態では、制御ゲイン算出のために（６）〜（９）式で想定したばね剛性値よりも実際の機械系のばね剛性値が大きい場合においては、即応性は劣化するものの、安定制御が可能となる。

（実施形態２）
図５は、本実施形態のダイナモメータの要部制御回路を示し、機械系は省略して示す。本実施形態では、以下のように（４）式の（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を決定するパラメータ演算部７を設ける。

パラメータ演算部７は、制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）を、共振特性を持つ２慣性機械系の特性多項式と２次の低域通過フィルタの特性多項式の積の係数に設定する。具体的には次のように設定する。

所望する共振特性を持つ２慣性系機械系の共振周波数をωｎ、ダンピング係数をｚとすると、その特性多項式は（ｓ／ωｎ）²＋２×ｚ×（ｓ／ωｎ）＋１である。また、２次の低域通過フィルタの特性多項式をｃ２×ｓ²＋ｃ１×ｓ＋１として、その積は（（ｓ／ωｎ）²＋２×ｚ×（ｓ／ωｎ）＋１）×（ｃ２×ｓ２＋ｃ１×ｓ＋ｌ）であるので、
ａ４＝ｃ２／ωｎ²×ωｒ⁴，ａ３＝（ｃ１／ωｎ²＋２×ｃ２×ｚ／ωｎ）×ωｒ³，ａ２＝（ｃ２＋１／ωｎ²＋２×ｃ１×ｚ／ωｎ）×ωｒ²，ａ１＝（ｃ１＋２×ｚ／ωｎ）×ωｒ
ただし、ωｒ＝√（Ｋ１２×（１／Ｊ１＋１／Ｊ２））
とする。

このような演算で求めた制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）は関数演算部６に設定され、前記（６）〜（９）式に従って、（４）式の制御パラメータ（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を決定する。

図６は本実施形態において、低域通過フィルタ特性としてはＢｕｔｔｅｒｗｏｒｔｈ型、機械共振特性は制御対象の機械共振周波数をもち、ダンピング係数が０．１となるように設定した場合である。すなわち、ｃ２＝１，ｃｌ＝１．４１４２１３５６２３７３０９，ωｎ＝ωｒ，ｚ＝０．１と設定し、（６）〜（９）式で算出した（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を（４）式に従って適用した場合の軸トルク指令値（Ｔ１２ｒ）から軸トルク検出値（Ｔ１２）のボード線図である。

このように、本実施形態によれば、所望する共振特性を持ち、なおかつ、定常ゲインが０ｄＢとなるように制御できる。また、本実施形態においても、図４に示した実施形態１の効果と同様に、制御ゲイン算出のために（６）〜（９）式で想定したばね剛性値よりも実際の機械系のばね剛性値が大きい場合においても安定に制御が可能となる。

（実施形態３）
図７は、本実施形態のダイナモメータの要部制御回路を示し、機械系は省略して示す。本実施形態では、以下のように（４）式の（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を決定するパラメータ演算部８を設ける。

パラメータ演算部８は、制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）を、共振特性Ａを持つ２慣性系の特性多項式と、共振特性Ｂを持つ２慣性系の特性多項式の積の係数に設定する。

具体的には次のように設定する。共振特性Ａは共振周波数ωｎ１［ｒａｄ／ａ］、ダンピング係数ｚｌ、共振特性Ｂは共振周波数ωｎ２［ｒａｄ／ａ］、ダンピング係数ｚ２とすると、それらの特性多項式の積は、（（ｓ／ωｎ１）²＋２×ｚ１×（ｓ／ωｎ１）＋１）×（（ｓ／ωｎ２）²＋２×ｚ２×（ｓ／ωｎ２）＋１）である。したがって、
ａ４＝１／（ωｎ１²×ωｎ２²）×ωｒ⁴
ａ３＝（２×ｚ１／（ωｎ１×ωｎ２²）＋２×ｚ２／（ωｎ２×ωｎ２））×ωｒ³
ａ２＝（１／ωｎ１²＋１／ωｎ２²＋４×ｚ１×ｚ２／（ωｎ１×ωｎ２））×ωｒ²
ａ１＝（２×ｚ１／ωｎ１＋２×ｚ２／ωｎ２）×ωｒ
とする。

図８は本実施形態において、共振特性Ａは制御対象機械共振周波数の０．５倍、ダンピング係数０、１、共振特性Ｂは制御対象機械共振周波数の２倍、ダンピング係数０．１となるように設定した場合である。すなわち、ωｎ１＝ωｒ×０．５，ｚｌ＝０．１，ωｎ２＝ωｒ×２，ｚ２＝０．１と設定し、（６）〜（９）式で算出した（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を（４）式に従って適用した場合の軸トルク指令値（Ｔ１２ｒ）から軸トルク検出値（Ｔ１２）のボード線図である。

このように、本実施形態によれば、１つの共振特性しか持たない制御対象機械系をあたかも２つの共振特性を持つように制御し、なおかつ、定常ゲインが０ｄＢとなるように制御できる。また、本実施形態においても、図８に示した実施形態１と同様に、制御ゲイン算出のために（６）〜（９）式で想定したばね剛性値よりも実際の機械系のばね剛性値が大きい場合においても安定に制御が可能となる。

（実施形態４）
図９は、本実施形態のダイナモメータの要部制御回路を示し、機械系は省略して示す。本実施形態では、以下に示す演算要素によって（４）式の（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を決定する。

本実施形態では、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）場合に適用される。図１４の結合シャフト部にクラッチのような、非線形ばね（ばね剛性値が捩れ角により変化するようなばね）の場合には、以下のようにして軸トルク制御系を構成する。

あらかじめ何らかの手段で図１のシステムの捩れトルク値（軸トルク指令）の大きさにより変化する共振周波数の関係をデータとしてもつテーブル（Ｔ２ｆテーブル）９を作成しておく。何らかの手段とは、非線形ばねの特性が判明している場合には計算により求められるし、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。

ばね剛性演算部１０は、Ｔ２ｆテーブル９から求めた共振周波数ωｃ［ｒａｄ／ｓ］に対して、予め何らかの手段で得たエンジン慣性モーメントＪ１とダイナモメータ慣性モーメントＪ２から以下の（１０）式に従った演算でばね剛性Ｋ１２を求める。なお、Ｊ１，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。

パラメータ演算部１１は、実施形態（１）〜（３）のいずれかのパラメータ演算部に構成し、制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）を設定する。

関数演算部６は、ばね剛性Ｋ１２と制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）から、制御パラメータ（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）を求め、（４）式に従いトルク制御信号Ｔ２を制御する。

本実施形態ではＴ２ｆテーブルヘの入力信号を軸トルク指令値（Ｔ１２ｒ）とし、実機がもつばね剛性Ｋ１２を求める。図２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変化するシステムにおいても、図９の構成にして、絶えずその共振周波数に適応した（４）式のゲインパラメータ（Ｋ_I，Ｋ_P，Ｋ_D，ｆ₁）が選択されるため、共振周波数が変化するような非線形なエンジンベンチシステムに対しても実施形態（１）〜実施形態（３）と同等の効果が得られる。

（実施形態５）
図１０は、本実施形態のダイナモメータの要部制御回路を示し、機械系は省略して示す。本実施形態では、実施形態（４）の回路構成において、Ｔ２ｆテーブル９への入力信号を軸トルク検出値（Ｔ１２）とする。

本実施形態においても、実施形態（４）と同等の効果が得られる。特に本実施形態においては軸トルク指令値Ｔ１２ｒではなく、軸トルク検出値Ｔ１２をＴ２ｆテーブル９への入力としているため、Ｔ２ｆテーブルから出力される機械共振周波数がより実際の機械共振周波数に近くなる。そのため、（６）〜（９）式で算出される制御パラメータが、実施形態（４）よりも、より機械特性に適合した値となり、結果的に実施形態１の効果にもなる即応性も保持された制御が可能となる。

（実施形態６）
図１１は、本実施形態のダイナモメータの要部制御回路を示し、機械系は省略して示す。本実施形態では、実施形態（４）の回路構成において、Ｔ２ｆテーブル９への入力信号を軸トルク指令値（Ｔ１２ｒ）と、軸トルク検出値（Ｔ１２）を高域通過フィルタ（ＨＰＦ）１２に通した検出値とを加算した値とする。

本実施形態においても、実施形態（５）と同等の効果が得られる。

（実施形態７）
図１２は、本実施形態のダイナモメータの要部制御回路を示し、機械系は省略して示す。本実施形態では、実施形態（４）のＴ２ｆテーブル９で求める共振周波数ωｃを係数器１３を通してゲインＫ（ただし、０＜Ｋ＜＝ｌ）倍し、この値を使って（１０）式の演算を行う。なお、Ｔ２ｆテーブル９の入力として、実施形態（５）または実施形態（６）の構成とすることでもよい。

本実施形態においては、挿入したゲインＫ（０＜Ｋ＜＝１）は、制御ゲイン算出のために（６）〜（９）式で想定するばね剛性値Ｋ１２を実際の機械系のばね剛性よりも小さく見せかける効果を持つため、何らかの原因により、Ｔ２ｆテーブルから出力される機械共振周波数推定値が実際の機械共振周波数よりも高くなった場合においても、実施形態（４）〜実施形態（６）において、実施形態（１）と同等の効果が得られる。

本発明の実施形態１を示すダイナモメータの要部制御回路図。エンジンベンチシステムの特性例。実施形態１による軸トルク制御特性図。実施形態１によるステップ応答特性図。本発明の実施形態２を示すダイナモメータの要部制御回路図。実施形態２による軸トルク制御特性図。本発明の実施形態３を示すダイナモメータの要部制御回路図。実施形態３による軸トルク制御特性図。本発明の実施形態４を示すダイナモメータの要部制御回路図。本発明の実施形態５を示すダイナモメータの要部制御回路図。本発明の実施形態６を示すダイナモメータの要部制御回路図。本発明の実施形態７を示すダイナモメータの要部制御回路図。エンジンベンチシステムの構成図。エンジンベンチシステムの機械系モデル。

符号の説明

１エンジン
２ダイナモメータ
３結合シャフト
４インバータ
５コントローラ
６関数演算部
７パラメータ演算部
８パラメータ演算部
９Ｔ２ｆテーブル
１０ばね剛性演算部
１１パラメータ演算部
１２高域通過フィルタ

Claims

供試エンジンとダイナモメータを結合シャフトで結合し、ダイナモメータの軸トルク制御で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、
ダイナモメータの軸トルク指令Ｔ１２ｒと軸トルク検出値Ｔ１２を基に、

ただし、Ｋ_I、Ｋ_D、Ｋ_P、ｆ₁はパラメータ、ｓはラプラス演算子
の伝達関数を有してダイナモメータのトルク制御を行う制御器を備えたことを特徴とするエンジンベンチシステムの制御方式。
前記パラメータ（Ｋ_I、Ｋ_D、Ｋ_P、ｆ₁）は、制御対象パラメータ推定値（Ｊｌ，Ｋ１２，Ｊ２）と設定する制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）を基に、

ただし、Ｊ１はエンジン慣性モーメント、Ｊ２はダイナモメータ慣性モーメント、Ｋ１２は結合シャフトのばね剛性、
に従った演算で決定する関数演算部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制御方式。
前記制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）は、二項係数型またはＢｕｔｔｅｒｗｏｒｔｈ型に設定するパラメータ設定器を備えたことを特徴とする請求項１または２に記載のエンジンベンチシステムの制御方式。
前記制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）は、共振特性を持つ２慣性機械系の特性多項式と２次の低域通過フィルタの特性多項式の積の係数に設定するパラメータ演算部を備えたことを特徴とする請求項１または２に記載のエンジンベンチシステムの制御方式。
前記制御特性パラメータ（ａ４，ａ３，ａ２，ａ１）は、共振特性Ａを持つ２慣性系の特性多項式と、共振特性Ｂを持つ２慣性系の特性多項式の積の係数に設定するパラメータ演算部を備えたことを特徴とする請求項１または２に記載のエンジンベンチシステムの制御方式。
前記軸トルク指令Ｔ１２ｒの大きさにより変化するシステムの共振周波数をデータとしてもつＴ２ｆテーブルと、
前記Ｔ２ｆテーブルから得る共振周波数ωｃに対して、エンジン慣性モーメントＪ１とダイナモメータ慣性モーメントＪ２から、

に従った演算で前記ばね剛性Ｋ１２を求め、このばね剛性Ｋ１２を前記関数演算部に設定するばね剛性演算部とを備えたことを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載のエンジンベンチシステムの制御方式。
前記軸トルク検出値Ｔ１２の大きさにより変化するシステムの共振周波数をデータとしてもつＴ２ｆテーブルと、
前記Ｔ２ｆテーブルから得る共振周波数ωｃに対して、エンジン慣性モーメントＪ１とダイナモメータ慣性モーメントＪ２から、

に従った演算で前記ばね剛性Ｋ１２を求め、このばね剛性Ｋ１２を前記関数演算部に設定するばね剛性演算部とを備えたことを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載のエンジンベンチシステムの制御方式。
前記軸トルク指令値Ｔ１２ｒと、前記軸トルク検出値Ｔ１２を高域通過フィルタに通した検出値とを加算した値の大きさにより変化するシステムの共振周波数をデータとしてもつＴ２ｆテーブルと、
前記Ｔ２ｆテーブルから得る共振周波数ωｃに対して、エンジン慣性モーメントＪ１とダイナモメータ慣性モーメントＪ２から、

に従った演算で前記ばね剛性Ｋ１２を求め、このばね剛性Ｋ１２を前記関数演算部に設定するばね剛性演算部とを備えたことを特徴とする請求項１〜５のいずれか１項に記載のエンジンベンチシステムの制御方式。
前記Ｔ２ｆテーブルで求める共振周波数をゲインＫ（ただし、０＜Ｋ＜＝ｌ）倍して前記ばね剛性演算部の入力とする係数器を備えたことを特徴とする請求項１〜８のいずれか１項に記載のエンジンベンチシステムの制御方式。