JP2010019652A

JP2010019652A - エンジンベンチシステムの動力計制御方式

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Publication number: JP2010019652A
Application number: JP2008179684A
Authority: JP
Inventors: Gakuo Akiyama; 岳夫秋山; Yoshimasa Sawada; 喜正澤田
Original assignee: Meidensha Corp; Meidensha Electric Manufacturing Co Ltd
Current assignee: Meidensha Corp; Meidensha Electric Manufacturing Co Ltd
Priority date: 2008-07-10
Filing date: 2008-07-10
Publication date: 2010-01-28
Anticipated expiration: 2028-07-10
Also published as: WO2010004870A1; JP5136247B2

Abstract

【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。
【選択図】図１

Description

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。

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。

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。

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。

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）。
特開２００３−１２１３０８号公報

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。

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。

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。

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。

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。

（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。

（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。

（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。

（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。

（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。

（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。

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。

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。

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。

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。

（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。

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。

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。

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。

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、

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、

とすることができる。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

（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。

（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。

（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。

（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。

（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。

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。

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。

（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。

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。

（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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

（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。

（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。

（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。

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。

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。

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。従来のＰＩ制御による制御結果（その１）。従来のＰＩ制御による制御結果（その２）。従来のＰＩ制御による制御結果（その３）。実施形態１による制御結果（その１）。実施形態１による制御結果（その２）。実施形態１による制御結果（その３）。本発明の実施形態２を示すコントローラの構成図。本発明の実施形態３を示すコントローラの構成図。本発明の実施形態４を示すコントローラの構成図。エンジンベンチシステムの構成例。２慣性機械系のエンジンベンチモデル。従来の機械特性の例。従来の機械特性の例。

符号の説明

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

Claims

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。
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。
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。
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。
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。
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。