JP2013257857A - 機械装置の制御装置、機械システム、及び機械装置の制御方法 - Google Patents

Abstract

【課題】駆動軸と負荷軸との間に不感帯が存在することに起因する機械装置の自励振動を、簡易な構成でより確実に抑制する、ことを目的とする。
【解決手段】制御装置１４は、駆動軸と負荷軸とが噛み合い、駆動軸が有する力を負荷軸へ伝達する機械装置１２を制御対象とする。そして、制御装置１４は、位相差算出器６２によって、駆動軸と負荷軸の位相差を算出し、補償器６４によって、算出した位相差を比例要素及び微分要素を用いて補償する補償値を算出し、補償値減算器６６によって、補償値でモータに対するトルク指令値τ_Ｍ ^＊を減算する。
【選択図】図３

Description

本発明は、機械装置の制御装置、機械システム、及び機械装置の制御方法に関するものである。

駆動軸と負荷軸とがギア等によって噛み合い、駆動軸が有する力を負荷軸へ伝達する多慣性軸捩れ系の機械装置は、図１４に示されるように、駆動軸と負荷軸との間、すなわち駆動軸２００と負荷軸２０２とに結合されている各ギア２０４，２０６間に、不感帯（機械ガタ、バックラッシュともいう。）が存在する場合がある。この不感帯は、駆動軸から負荷軸への力の伝達を不連続に変化させる。
このため、不感帯の存在により、制御される負荷が断続的に振動する自励振動が発生する場合がある。なお、自励振動は、図１５に示されるように、負荷をゆっくり動作させている場合には発生し難く、速く動作させている場合に、発生し易い。

また、上記不感帯は、非線形要素である。例えば、特許文献１は、電動機慣性にバックラッシュ部慣性を加算した等価慣性を求め、トルク指令と等価慣性より推定速度を算出し、電動機速度と推定速度の偏差を積分して線形要素に与えるとともに、線形要素出力に等価ばね定数を乗算のうえバックラッシュ推定トルクを演算し、バックラッシュ推定トルクをトルク指令が得られる前段にフィードバック補償するバックラッシュ振動抑制方法が開示されている。特許文献１に記載のバックラッシュ振動抑制方法は、バックラッシュ（不感帯）の非線形要素を連続線形化して扱う方法である。

特許第３５８０６３２号公報

ここで、非線形要素である不感帯をモデル化することは、アルゴリズムの複雑化を招く。また、非線形要素を制御に用いることは、制御のモデル化誤差に対する脆弱さを招く。
さらに、自励振動を積極的に抑制する制御ではないが、結果として自励振動を抑制しているに過ぎず、理論的には自励振動の抑制効果が補償されていない制御もある。
このように、簡易な設計、調整の簡便さ、及び高いロバスト性等を有しつつ、不感体が存在することに起因する自励振動を抑制できる制御は、確立されていない。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであって、駆動軸と負荷軸との間に不感帯が存在することに起因する機械装置の自励振動を、簡易な構成でより確実に抑制できる、機械装置の制御装置、機械システム、及び機械装置の制御方法を提供することを目的とする。

上記課題を解決するために、本発明の機械装置の制御装置、機械システム、及び機械装置の制御方法は以下の手段を採用する。

本発明の第一態様に係る機械装置の制御装置は、駆動軸と負荷軸とが噛み合い、前記駆動軸が有する力を前記負荷軸へ伝達する機械装置を制御対象とする制御装置であって、前記駆動軸の位置と前記負荷軸の位置との偏差を算出する位置偏差算出手段と、前記位置偏差算出手段によって算出された前記偏差を、比例要素及び微分要素の少なくとも一方を用いて補償する補償値を算出する補償手段と、前記駆動軸に対する制御値を、前記補償手段によって算出された前記補償値で減算する減算手段と、を備える。

本構成によれば、制御装置は、駆動軸と負荷軸とが噛み合い、駆動軸が有する力を負荷軸へ伝達する機械装置を制御対象とする。駆動軸と負荷軸とが噛み合うとは、例えば駆動軸と負荷軸に各々ギアが設けられ、このギア同士が合わさって力が伝達されることである。なお、駆動軸を駆動させる駆動手段は、例えばモータである。

このような機械装置では、駆動軸と負荷軸とが噛み合わない不感帯が存在し、不感帯の影響により自励振動が生じることとなる。不感帯の要素は非線形成分であるため、不感帯の要素を正確にモデル化することは難しい。

本構成は、位置偏差算出手段によって、駆動軸の位置と負荷軸の位置との偏差が算出される。なお、回転している駆動軸及び負荷軸において、偏差は位相差となる。

そして、補償手段によって、位置偏差算出手段で算出された偏差を、比例要素及び微分要素の少なくとも一方を用いて補償する補償値が算出され、減算手段によって、駆動軸に対する制御値が補償値で減算される。補償手段における比例要素は仮想的なばね要素であり、微分要素は仮想的なダンパ要素である。ばね要素及びダンパ要素共に、振動を抑制させる働きが有る。
このため、補償手段によって算出される補償値は、駆動軸側から見て等価的に捩り剛性を増加させる作用を有し、自励振動を抑制させることとなる。

従って、本構成は、非線形成分である不感帯の要素をモデル化することなく、駆動軸と負荷軸との間に不感帯が存在することに起因する機械装置の自励振動を、簡易な構成でより確実に抑制できることができる。

上記第一態様では、前記制御値が、前記駆動軸に対するトルク指令値であることが好ましい。

本構成によれば、駆動軸に対するトルク指令値が、補償値でフィードバックされるので、簡易な構成で自励振動を抑制できる。

上記第一態様では、前記制御値が、前記駆動軸に対する速度指令値であり、前記位置偏差算出手段によって算出された前記偏差を微分して、前記補償手段へ出力する微分手段を備えることが好ましい。

本構成によれば、駆動軸に対する速度指令値が、補償値でフィードバックされるので、簡易な構成で自励振動を抑制できる。

上記第一態様では、前記比例要素の値が、前記機械装置のばね剛性の値と同等となるように予め設定されていることが好ましい。

本構成によれば、仮想的なバネによる力が、駆動軸が受ける軸ねじりトルクの反力にスムーズに繋がり、自励振動をより抑制できる。

上記第一態様では、前記微分要素の値が、前記機械装置における振動の減衰率よりも大きな減衰率となるように予め設定されていることが好ましい。

本構成によれば、振動の抑制効果がより大きくなり、自励振動をより抑制できる。

上記第一態様では、前記駆動軸の状態量に基づいて前記負荷軸の位置を推定する推定手段を備え、前記位置偏差算出手段が、前記駆動軸の位置と前記推定手段によって推定された前記負荷軸の位置との偏差を算出する。

本構成によれば、推定手段によって、駆動軸の状態量に基づいて負荷軸の位置が推定される。駆動軸の状態量とは、駆動軸の速度、駆動軸の位置、又は駆動軸を駆動させるためのトルク指令値である。そして、位置偏差算出手段によって、駆動軸の位置と推定された負荷軸の位置との偏差が算出される。このように、本構成は、負荷軸の位置の検出が困難な装置構成であっても、負荷軸の位置を推定することによって、上記偏差を算出できる。

従って、本構成は、負荷軸の状態量の検出ができない装置構成であっても、非線形成分である不感帯の要素をモデル化することなく、駆動軸と負荷軸との間に不感帯が存在することに起因する機械装置の自励振動を、簡易な構成でより確実に抑制できることができる。

本発明の第二態様に係る機械システムは、駆動軸と負荷軸とが噛み合い、前記駆動軸が有する力を前記負荷軸へ伝達する機械装置と、前記機械装置を制御対象とする上記記載の制御装置と、を備える。

本発明の第三態様に係る機械装置の制御方法は、駆動軸と負荷軸とが噛み合い、前記駆動軸が有する力を前記負荷軸へ伝達する機械装置を制御対象とする制御方法であって、前記駆動軸の位置と前記負荷軸の位置との偏差を算出する第１工程と、算出した前記偏差を、比例要素及び微分要素の少なくとも一方を用いて補償する補償値を算出する第２工程と、前記駆動軸に対する制御値を、算出した前記補償値で減算する第３工程と、を含む。

本発明によれば、駆動軸と負荷軸との間に不感帯が存在することに起因する機械装置の自励振動を、簡易な構成でより確実に抑制できる、という優れた効果を有する。

本発明の第１実施形態に係る機械システムの概略構成図である。 不感帯の存在により自励振動が発生した場合における負荷角度指令値、負荷角度の検出値、及びモータ角度検出値の時間変化の例を示すグラフである。 本発明の第１実施形態に係る機械システムの構成を示す機能ブロック図である。 本発明の第１実施形態に係る補償器の作用を示す模式図である。 バックラッシュレスギアの構成図である。 バックラッシュレスギアを用いた機械システムの構成を示す機能ブロック図である。 バックラッシュレスギアを用いた機械装置の剛性を示す図である。 本第１実施形態に係る機械装置の剛性を示す図である。 本発明の第１実施形態に係る負荷角度指令値、負荷角度、及びモータ角度の時間変化を示すグラフである。 本発明の第１実施形態に係る仮想ばね係数を変化させた場合の自励振動の状態を示すグラフである。 本発明の第２実施形態に係る機械システムの構成を示す機能ブロック図である。 本発明の第３実施形態に係る機械システムの構成を示す機能ブロック図である。 本発明の第３実施形態に係る負荷位置推定部の構成を示す機能ブロック図である。 駆動軸と負荷軸との間に存在する不感帯を示す模式図である。 不感帯の存在による自励振動の時間変化を示すグラフである。

以下に、本発明に係る機械装置の制御装置、機械システム、及び機械装置の制御方法の一実施形態について、図面を参照して説明する。

〔第１実施形態〕
以下、本発明の第１実施形態について説明する。

図１は、本第１実施形態に係る機械システム１０の概略構成図である。
機械システム１０は、機械装置１２及び機械装置１２を制御対象とする制御装置１４を備える。

機械装置１２は、駆動軸２０と負荷軸２２とが噛み合い、駆動軸２０が有する力を負荷軸２２へ伝達する。駆動軸２０と負荷軸２２とが噛み合うとは、図１に示されるように駆動軸２０と負荷軸２２に各々ギア２４，２６が設けられ、このギア２４，２６同士が合わさって力が伝達されることである。駆動軸２０は、一例としてモータ２８の回転軸（所謂、モータ軸）とされ、負荷軸２２は負荷３０の回転軸とされる。このように、機械装置１２は、駆動軸２０を有するモータ２８と負荷軸２２を有する負荷３０との２慣性系である。

制御装置１４は、位置制御器３２及び速度制御器３４を備え、負荷軸２２の位置とモータ２８（駆動軸２０）の速度の制御を行うフルクローズド制御系である。

位置制御器３２は、負荷軸２２の位置（本第１実施形態では角度であり、以下「負荷角度θ_Ｌ」という。）を示す負荷角度指令値θ_Ｌ ^＊と負荷角度θ_Ｌの検出値との偏差（以下、「負荷角度偏差」という。）δθ_Ｌに基づいて、駆動軸２０の速度（本第１実施形態では角速度）を示すモータ速度指令値ω_Ｍ ^＊を算出する。なお、負荷角度偏差δθ_Ｌは、減算器３６によって算出される。また、位置制御器３２は、一例として負荷角度偏差δθ_Ｌを用いた比例制御によってモータ速度指令値ω_Ｍ ^＊を算出する。

速度制御器３４は、位置制御器３２よって算出されたモータ速度指令値ω_Ｍ ^＊と駆動軸２０（モータ２８）の角速度であるモータ速度ω_Ｍの検出値との偏差（以下、「モータ速度偏差」という。）δω_Ｍに基づいて、駆動軸２０のトルクを示すトルク指令値τ_Ｍ ^＊を算出する。なお、モータ速度偏差δω_Ｍは、減算器３８によって算出される。また、速度制御器３４は、一例としてモータ速度偏差δω_Ｍを用いた比例積分制御によってトルク指令値τ_Ｍ ^＊を算出する。

モータ２８は、速度制御器３４によって算出されたトルク指令値τ_Ｍ ^＊に基づいて、駆動軸２０を駆動させる。

なお、制御装置１４は、例えば、ＣＰＵ（Central Processing Unit）、ＲＡＭ（Random Access Memory）、及びコンピュータ読み取り可能な記録媒体等から構成されている。そして、制御装置１４の各種機能を実現するための一連の処理は、一例として、プログラムの形式で記録媒体等に記録されており、このプログラムをＣＰＵがＲＡＭ等に読み出して、情報の加工・演算処理を実行することにより、各種機能が実現される。

ここで、駆動軸２０と負荷軸２２との間には、駆動軸２０と負荷軸２２とに結合されている各ギア２４，２６間の不感帯（機械ガタ、バックラッシュともいう。）が存在する。この不感帯は、駆動軸から負荷軸への力の伝達を不連続に変化させる。

図２は、不感帯の存在による自励振動における負荷角度指令値θ_Ｌ ^＊、負荷角度θ_Ｌ、及び駆動軸２０（モータ２８）の回転角度であるモータ角度θ_Ｍの時間変化の例を示すグラフである。なお、図２は、シミュレーションの結果である。
図２に示されるように従来の制御では、負荷角度指令値θ_Ｌ ^＊が一定であっても不感帯の影響によって、負荷角度θ_Ｌ及びモータ角度θ_Ｍは、自励振動する。

図３は、本第１実施形態に係る機械システム１０の構成を示す機能ブロック図である。図３において、機械装置１２は、伝達関数の要素毎にモデル化して表わされている。

駆動軸２０（モータ２８）は、モータイナーシャ要素４０、積分要素４２、及びモータ粘性抵抗要素４４が作用してモータ速度ω_Ｍで回転する。そして、モータ速度ω_Ｍが積分（積分要素４６）されて、モータ角度θ_Ｍが得られる。また、モータ角度θ_Ｍが微分（微分要素６０）されて、モータ速度ω_Ｍの検出値が得られる。

駆動軸２０から出力される力は、不感帯Ｎｘ（不感帯要素４８）及び捩り剛性Ｋ_Ｒ（捩り剛性要素５０）の影響を受けて、負荷軸２２へ伝達される。

負荷軸２２は、負荷イナーシャ要素５２、積分要素５４、及び負荷粘性抵抗要素５６が作用して負荷角速度ω_Ｌで回転する。そして、負荷角速度ω_Ｌが積分（積分要素５８）されて、駆動軸２０の角度である負荷角度θ_Ｌが得られる。

ここで、不感帯要素４８は、不感体の幅を正確に把握できないため正確なモデル化が難しい。なお、不感帯要素４８は、非線形成分である。

そこで、本第１実施形態に係る制御装置１４は、位相差算出器６２、補償器６４、及び補償値減算器６６を備える。

位相差算出器６２は、駆動軸２０の位置と負荷軸２２の位置との偏差を算出する。なお、回転している駆動軸２０及び負荷軸２２において、偏差はモータ角度θ_Ｍと負荷角度θ_Ｌとの位相差δθ_ＭＬとなる。機械装置１２に不感帯が存在しない場合、位相差δθ_ＭＬが生じないので、位相差δθ_ＭＬは、不感帯の影響を表わしていることとなる。

補償器６４は、位相差算出器６２によって算出された位相差δθ_ＭＬを、比例要素及び微分要素を用いて補償する補償値Ｘを算出する。

補償値減算器６６は、モータ２８に対する制御値を、補償器６４によって算出された補償値Ｘで減算する。

なお、本第１実施形態に係るモータ２８に対する制御値は、速度制御器３４から出力されるトルク指令値τ_Ｍ ^＊であり、モータ２８には補償値減算器６６によって補償値Ｘで減算されたトルク指令値τ_Ｍ ^＊が入力される。すなわち、トルク指令値τ_Ｍ ^＊が、補償値Ｘでフィードバックされる。

本第１実施形態に係る補償器６４における、比例要素は仮想的なばね要素であり、微分要素は仮想的なダンパ要素である。ばね要素及びダンパ要素共に、振動を抑制させる働きが有る。

本第１実施形態に係る補償器６４は、下記（１）式に表わされるように仮想ばね係数Ｋ_Ｃを有する比例項、及び仮想ダンパ係数Ｔ_Ｃを有する微分項の和によって補償係数Ｃ_ＭＬを算出する。また、下記（１）式においてｓはラプラス演算子である。
Ｃ_ＭＬ（ｓ）＝Ｋ_Ｃ×（１＋Ｔ_Ｃ×ｓ） ・・・（１）

そして、位相差δθ_ＭＬに補償係数Ｃ_ＭＬを乗算することによって補償値Ｘを算出する。

このように、補償器６４は、入力が位相差δθ_ＭＬであり、出力する補償値Ｘはトルクに相当するため、入出力関係が駆動軸２０及び負荷軸２２の２慣性間における捩り剛性Ｋ_Ｒと同等である。このため、補償器６４によって算出される補償値は、駆動軸２０側から見て等価的に捩り剛性を増加させる作用を有し、自励振動を抑制させることとなる。

図４は、補償器６４の作用を示す模式図であり、補償器６４は、図４に示されるように駆動軸２０のギア２４の回転方向とは逆側である不感帯に仮想的にばねとダンパとが設けられることに相当する。
これにより、駆動軸２０のギア２４の歯が、回転方向とは逆側の不感帯に位置し、不感帯において負荷軸２２のギア２６の歯と接触することが抑制され、不感帯が存在することに起因する機械装置１２の自励振動が、簡易な構成でより確実に抑制される。

上述のように、補償器６４は、駆動軸２０と負荷軸２２との２慣性間のダイナミクスを鑑みて設けられたものである。ここで、機械的に２慣性間に捩りばねを設けて不感帯要素を除いた従来既知のバックラッシュレスギアを用いた機械システムと、本第１実施形態に係る機械システム１０とを比較して説明する。

図５は、バックラッシュレスギア７０の構成図の一例である。
図５に示されるようにバックラッシュレスギア７０は、駆動軸２０に設けられたギア７２と負荷軸２２に設けられたギア７４とが捩りばね７６を介して結合されており、駆動軸２０のギア７２をねじってから負荷軸２２のギア７４と噛み合わせる。これにより、捩りばね７６の復元力によってギア７２の歯をギア７４の一方向に安定的に押し付け、不感帯が生じないようにされる。

図６は、バックラッシュレスギア７０を用いた機械システム８０の機械装置８２及び制御装置８４の構成を示す機能ブロック図である。なお、図６における図３と同一の構成部分については図３と同一の符号を付して、その説明を省略する。
機械システム８０は、バックラッシュレスギア７０を用いているため、上述のように不感帯要素４８が存在しない。その代わりに、バックラッシュレスギア要素８６が存在する。そして、図６の二重線で示される力の流れによって示されるように、バックラッシュレスギア７０は、駆動側と負荷側両方にトルク（作用及び反作用）を与えることとなる。

一方、本第１実施形態に係る機械システム１０は、図３を用いて説明したようにトルク指令値τ_M ^＊を補償値Ｘで減算するので、駆動側にのみ補償によるトルクが与えられる。

図７は、縦軸をトルク、横軸を捩れ角（入力角と出力角との差）として、バックラッシュレスギア７０を用いた機械装置８２の剛性を示す図である。
図７に示されるように、実線で示される駆動軸２０や負荷軸２２の剛性（軸剛性）に比べて、捩りばね７６の剛性（捩りばね剛性）が弱い。

一方、図８は、本第１実施形態に係る機械装置１２の剛性を示す図である。
図８の一点鎖線は、補償器６４が作用しない場合の剛性を示している。捩れ角が不感体内の場合は力の伝達が発生しないため結果的に、軸剛性が不連続となっている。

一方、図８の実線は、補償器６４によって理想的な補償がなされた場合の剛性を示しており、仮想的なバネ要素による力が、駆動軸２０が受ける軸ねじりトルクの反力にスムーズに繋がり、機械装置１２の剛性に変化が生じない。
このような理想的な補償を行うために、仮想ばね係数Ｋ_Ｃの値は、機械装置１２の捩り剛性Ｋ_Ｒ（ばね剛性）の値と同等となるように予め設定される。

また、仮想ダンパ係数Ｔ_Ｃの値は、機械装置１２における振動の減衰率よりも大きな減衰率となるように予め設定されることが好ましい。例えば、減衰率が０．１以上となるように設定される。これにより、振動の抑制効果がより大きくなり、自励振動をより抑制が可能となる。

図９は、本第１実施形態に係る負荷角度指令値θ_Ｌ ^＊、負荷角度θ_Ｌ、及びモータ角度θ_Ｍの時間変化の例を示すグラフである。なお、図９は、一例として、仮想ばね係数Ｋ_Ｃの値を機械装置１２の捩り剛性Ｋ_Ｒ（ばね剛性）の値と同等とし、仮想ダンパ係数Ｔ_Ｃの値を０（零）とした場合のシミュレーションの結果である。
図９に示されるように、本第１実施形態に係る制御では、負荷角度指令値θ_Ｌ ^＊と負荷角度θ_Ｌは略同等となり、負荷角度θ_Ｌと共にモータ角度θ_Ｍは、自励振動を生じなくなる。

図１０は、本第１実施形態に係る仮想ばね係数Ｋ_Ｃを変化させた場合の自励振動の状態を示すグラフである。なお、図１０に示されるシミュレーションでは、仮想ダンパ係数Ｔ_Ｃの値は変化させていない。
図１０に示されるように、仮想ばね係数Ｋ_Ｃの値によっては、自励振動が抑制できない場合や応答の立ち上がりにおいて波形が崩れる場合がある。このため、仮想ばね係数Ｋ_Ｃ及び仮想ダンパ係数Ｔ_Ｃの値は、自励振動の抑制と共に応答立ち上がりの波形が崩れないように値を適切に設定する必要がある。値の設定方法としては、前記の通り、仮想ばね係数Ｋ_Ｃの値を機械装置１２の捩り剛性Ｋ_Ｒ（ばね剛性）と合わせ、仮想ダンパ係数Ｔ_Ｃの値を機械装置１２の減衰率よりも大きな値（減衰率０．１程度）とすることが好ましい。

以上説明したように、本第１実施形態に係る制御装置１４は、駆動軸２０と負荷軸２２とが噛み合い、駆動軸２０が有する力を負荷軸２２へ伝達する機械装置１２を制御対象とする。そして、制御装置１４は、駆動軸２０と負荷軸２２の位相差を算出し、補償器６４によって、算出した位相差を比例要素及び微分要素を用いて補償する補償値を算出し、補償値でモータ２８に対するトルク指令値τ_Ｍ ^＊を減算する。

従って、本第１実施形態に係る制御装置１４は、非線形成分である不感帯要素４８をモデル化することなく、不感帯が存在することに起因する機械装置１２の自励振動を、簡易な構成でより確実に抑制できることができる。また、本第１実施形態に係る制御装置１４は、非線形成分である不感帯要素４８をモデル化していないので、不感帯要素の見積誤差（モデル化誤差）に対するロバスト性が高い。

また、補償器６４は、モータに対する指令値を算出する位置制御器３２及び速度制御器３４に対して独立しているため、設計が簡易である。

さらに、補償値Ｘを算出するために調整するパラメータが、仮想ばね係数Ｋ_Ｃ及び仮想ダンパ係数Ｔ_Ｃであるため、適正な補償値Ｘを得るための微調整が簡易である。

〔第２実施形態〕
以下、本発明の第２実施形態について説明する。

本第２実施形態に係る機械システム１０の概略構成は、図１に示す第１実施形態に係る機械システム１０の概略構成と同様であるので説明を省略する。

図１１は、本第２実施形態に係る機械システム１０の構成を示す機能ブロック図である。なお、図１１における図３と同一の構成部分については図３と同一の符号を付して、その説明を省略する。

本第２実施形態に係る制御装置１４は、補償値Ｘでフィードバックされるモータ２８に対する制御値を、位置制御器３２から出力される速度指令値ω_Ｍ ^＊とする。
このため、制御装置１４は、微分器９０によって、位相差算出器６２で算出された位相差δθ_ＭＬを微分して、補償器９２へ出力する。すなわち、微分器９０によって駆動軸２０と負荷軸２２との速度差δω_ＭＬが算出されることとなる。

補償器９２は、微分器９０で算出された速度差δω_ＭＬを、比例要素及び微分要素を用いて補償する補償値Ｘを算出する。

補償値減算器９４は、速度指令値ω_Ｍ ^＊を、補償器９２によって算出された補償値Ｘで減算する。
そして、補償値Ｘで減算された速度指令値ω_Ｍ ^＊は、減算器３８へ入力される。減算器３８は、補償値Ｘで減算された速度指令値ω_Ｍ ^＊とモータ速度ω_Ｍとの偏差であるモータ速度偏差δω_Ｍを算出し、速度制御器３４へ出力する。

従って、本第２実施形態に係る制御装置１４は、トルク指令値τ_Ｍ ^＊に補償値Ｘをフィードバックできない場合であっても、速度指令値ω_Ｍ ^＊に補償値Ｘをフィードバックするので、簡易な構成で自励振動を抑制できる。

〔第３実施形態〕
以下、本発明の第３実施形態について説明する。

本第３実施形態に係る機械システム１０の概略構成は、図１に示す第１実施形態に係る機械システム１０の概略構成と同様であるので説明を省略する。

図１２は、本第３実施形態に係る機械システム１０の構成を示す機能ブロック図である。なお、図１２における図３と同一の構成部分については図３と同一の符号を付して、その説明を省略する。

本第３実施形態に係る機械システム１０は、セミクローズド制御系の構成とされる。すなわち、本第３実施形態に係る機械システム１０は、負荷軸２２の状態量である負荷角度θ_Ｌや負荷角速度ω_Ｌの検出が行われない。

そこで、本第３実施形態に係る機械システム１０は、駆動軸２０の状態量である速度に基づいて負荷軸２２の位置を推定する負荷位置推定部１００を備える。
なお、本第３実施形態に係る機械システム１０は、負荷位置推定部１００に入力する駆動軸２０の速度としてモータ速度ω_Ｍの検出値を用いる。しかし、これに限らず、負荷位置推定部１００に駆動軸２０のトルクを示すトルク指令値τ_Ｍ ^＊が入力され、トルク指令値τ_Ｍ ^＊に基づいて算出されたモータ速度が用いられてもよい。
また、以下の説明において、負荷位置推定部１００によって推定される負荷軸２２の位置を推定負荷角度θ_Ｌ’という。

図１３は、負荷位置推定部１００の構成を示す機能ブロック図である。
負荷位置推定部１００は、モータ速度ω_Ｍが負荷角度θ_Ｌに至る過程を模擬している。
具体的には、負荷位置推定部１００は、入力されたモータ速度ω_Ｍを積分要素１１０で積分して駆動軸２０の位置を示すモータ角度を算出し、推定負荷角度θ_Ｌ’で減算した後、不感帯Ｎｘ（不感帯要素１１２）及び捩り剛性Ｋ_Ｒ（捩り剛性要素１１４）を乗算する。

さらに、負荷位置推定部１００は、負荷軸２２を模擬した負荷イナーシャ要素１１６、積分要素１１８、及び負荷粘性抵抗要素１２０を、乗算値に作用させて負荷角速度ω_Ｌを算出する。そして、負荷角速度ω_Ｌが積分（積分要素１２２）されて、推定負荷角度θ_Ｌ’が算出される。
なお、図１３に示される負荷位置推定部１００の構成は一例であり、他の構成とされてもよい。

本第３実施形態に係る位相差算出器６２は、駆動軸２０の位置と負荷位置推定部１００によって推定された推定負荷角度θ_Ｌ’との偏差である位相差δθ_ＭＬを算出する。

そして、補償器６４は、位相差算出器６２によって算出された位相差δθ_ＭＬを、比例要素及び微分要素を用いて補償する補償値Ｘを算出する。

また、負荷位置推定部１００によって推定された推定負荷角度θ_Ｌ’は、減算器３６に出力される。これにより、負荷角度指令値θ_Ｌ ^＊と推定負荷角度θ_Ｌ’との偏差が、減算器３６によって負荷角度偏差δθ_Ｌとして算出される。

このように、本第３実施形態に係る機械システム１０は、負荷軸２２の状態量の検出ができない装置構成であっても、負荷軸２２の位置を推定することによって、位相差δθ_ＭＬを算出できる。

なお、本第３実施形態に係る機械システム１０では、フルクローズド制御系に適用してもよい。例えば、フルクローズド制御系であっても負荷軸２２の状態量（例えばモータ速度ω_Ｍ）の検出値にノイズが多く重畳しているような場合に、負荷位置推定部１００によって推定負荷角度θ_Ｌ’が推定され、位相差δθ_ＭＬが算出される。

また、本第３実施形態に係る機械システム１０では、負荷軸２２の状態量としてモータ速度ω_Ｍが負荷位置推定部１００へ入力される形態について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、負荷軸２２の状態量として負荷軸２２の位置を示すモータ角度θ_Ｍの検出値が負荷位置推定部１００へ直接入力される形態としてもよい。なお、この形態の場合、負荷位置推定部１００は積分要素１１０を不要とする。

以上、本発明を、上記各実施形態を用いて説明したが、本発明の技術的範囲は上記実施形態に記載の範囲には限定されない。発明の要旨を逸脱しない範囲で上記各実施形態に多様な変更又は改良を加えることができ、該変更又は改良を加えた形態も本発明の技術的範囲に含まれる。

例えば、上記各実施形態では、補償値Ｘが、比例要素（仮想的なバネ要素）及び微分要素（仮想的なダンパ要素）を用いて算出される形態について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、補償値Ｘが、比例要素（仮想的なバネ要素）及び微分要素（仮想的なダンパ要素）の何れか一方のみを用いて算出される形態としてもよい。

また、上記各実施形態では、駆動軸２０が有する力を負荷軸２２へ伝達するためにギアを用いる形態について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、駆動軸２０と負荷軸２２とが噛み合い、駆動軸２０が有する力を負荷軸２２へ伝達できれば、例えばボールねじを用いる等、他の形態としてもよい。

また、上記各実施形態では、駆動軸２０をモータ２８によって駆動させる形態について説明したが、本発明は、これに限定されるものではなく、駆動軸２０を駆動させることができれば、モータ２８以外の他の駆動手段を用いる形態としてもよい。

１０ 機械システム
１２ 機械装置
１４ 制御装置
２０ 駆動軸
２２ 負荷軸
６２ 位相差算出器（位置偏差算出手段）
６４ 補償器（補償手段）
６６ 補償値減算器（減算手段）
９０ 微分器（微分手段）
９２ 補償器（補償手段）
９４ 補償値減算器（減算手段）
１００ 負荷位置推定部（推定手段）

Claims (8)

1. 駆動軸と負荷軸とが噛み合い、前記駆動軸が有する力を前記負荷軸へ伝達する機械装置を制御対象とする制御装置であって、
   前記駆動軸の位置と前記負荷軸の位置との偏差を算出する位置偏差算出手段と、
   前記位置偏差算出手段によって算出された前記偏差を、比例要素及び微分要素の少なくとも一方を用いて補償する補償値を算出する補償手段と、
   前記駆動軸に対する制御値を、前記補償手段によって算出された前記補償値で減算する減算手段と、
   を備える機械装置の制御装置。
2. 前記制御値は、前記駆動軸に対するトルク指令値である請求項１記載の機械装置の制御装置。
3. 前記制御値は、前記駆動軸に対する速度指令値であり、
   前記位置偏差算出手段によって算出された前記偏差を微分して、前記補償手段へ出力する微分手段を備える請求項１記載の機械装置の制御装置。
4. 前記比例要素の値は、前記機械装置のばね剛性の値と同等となるように予め設定されている請求項１から請求項３の何れか１項記載の機械装置の制御装置。
5. 前記微分要素の値は、前記機械装置における振動の減衰率よりも大きな減衰率となるように予め設定されている請求項１から請求項４の何れか１項記載の機械装置の制御装置。
6. 前記駆動軸の状態量に基づいて前記負荷軸の位置を推定する推定手段を備え、
   前記位置偏差算出手段は、前記駆動軸の位置と前記推定手段によって推定された前記負荷軸の位置との偏差を算出する請求項１から請求項５の何れか１項記載の機械装置の制御装置。
7. 駆動軸と負荷軸とが噛み合い、前記駆動軸が有する力を前記負荷軸へ伝達する機械装置と、
   前記機械装置を制御対象とする請求項１から請求項６の何れか１項記載の制御装置と、
   を備える機械システム。
8. 駆動軸と負荷軸とが噛み合い、前記駆動軸が有する力を前記負荷軸へ伝達する機械装置を制御対象とする制御方法であって、
   前記駆動軸の位置と前記負荷軸の位置との偏差を算出する第１工程と、
   算出した前記偏差を、比例要素及び微分要素の少なくとも一方を用いて補償する補償値を算出する第２工程と、
   前記駆動軸に対する制御値を、算出した前記補償値で減算する第３工程と、
   を含む機械装置の制御方法。
   

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