WO1996033943A1 - Procede et dispositif destines a empecher la deviation par rapport a la verticale d'un filin de grue ou analogue - Google Patents

Procede et dispositif destines a empecher la deviation par rapport a la verticale d'un filin de grue ou analogue Download PDF

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Toshio Miyano
Takayuki Yamakawa
Tetsuo Kawano
Richard L. Pratt
Frederick C. Lach
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Yaskawa Electric Corp
Yaskawa Electric Manufacturing Co Ltd
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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
    • B66C13/04—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 load suspended on a lobe, for example, a suspended load suspended on a trolley of an overhead traveling crane, or a container crane, a container suspended on a trolley of a container carrier, or a para object.
  • the present invention relates to a control method and a device for suppressing run-out of a grab bucket or the like of a cargo bucket crane or an unloader for cargo handling during traveling.
  • the kinetic anti-vibration method includes detecting the oscillating angle or the oscillating speed of a suspended load and feeding it back to the drive system, or generating a velocity pattern that can eliminate the oscillating at the end of the acceleration / deceleration speed.
  • There is a method to perform steadying control by giving a calculation command for example, the steady rest control method of the hoist of Japanese Utility Model Publication No. 454020).
  • a rope steadying control method for a crane or the like is a method for controlling a steadying of a crane or the like equipped with a trolley IK motion device for running a load suspended by a lobe, such as a crane.
  • the motor torque estimation signal TM * that does not include the load torque change based on the lobe swing is calculated and estimated using the control thread and the E ⁇ system gain constant and equivalent time constant.
  • the present invention pays particular attention to the fact that the load swing torque component occupied in the trolley load is sufficiently large and the magnitude is directly proportional to the load swing angle.
  • the anti-sway control is configured. This eliminates the need for a complicated mechanical or expensive optical-type shake angle detection device, and makes it possible to compare with the conventional shake angle observer.
  • Figure 2 is an explanatory diagram showing a general trolley swing dynamic model.
  • FIG. 3 is a sharp view obtained by simulating the response of the deflection angle of the load in the configuration of the embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a block diagram showing the principle of the present invention.
  • 1-1 is the torque control device
  • 1-2 is the motor and trolley drive system
  • the speed N which is the output of the trolley drive system 1-2
  • it is feed-packed and constitutes a well-known automatic speed control device fi.
  • 1 to 3 are torques caused by load swing (hereinafter referred to as “runout”). Load torque) to the trolley K dynamic system 1-2.
  • FIG. 1 shows the anti-sway control device of the present invention composed of the load torque observer 2-1 and the anti-sway control controller 2-2 of the present invention
  • 3 is the speed command handle.
  • tri Tagged speed command unit provides a velocity command to the acceleration ShiSeiki 4 (e.g. linear commander), the acceleration regulator 4 outputs a speed command N S which is KoboshiSei, 5, electrostatic This element converts the motive rotation speed N into the trolley speed V.
  • Fig. 6 shows a trolley swing dynamic system model in which the trolley speed V is input and the trolley swing angle ⁇ is output.
  • the dynamic model of trolley swing can be represented by Fig. 2, where 11 is the trolley and 12 is the load.
  • V One speed of trolley (m / eec)
  • the swing angle of the suspended load is detected as the swing current estimated value W *, and is converted to the swing angle detection estimated value ⁇ by multiplying by the coefficient K D .
  • ⁇ is the swing angle setting unit 2-2-1 is compared with the set value theta beta, its ⁇ is being ⁇ doubled through phase lead-luck Re compensation S82-2-3, outside the steadying control of the self-help speed control circuit of the trolley one as shown
  • the feedback signal of the circuit is Nw.
  • J8 is used to determine the relationship between the steady-state control gain and the lobe length so that the steady-state anti-sway performance is exhibited even when the lobe length changes.
  • Table 1 is a calculation example of such constants in the embodiment.
  • Kth can be set for variations in lobe length and suspended load.
  • the problem to be considered is the change of the set value TfO of the friction torque, but it is possible to perform auto-tuning on the same diagonal without trial. This has the characteristic of causing a speed command error, but does not affect the performance of the steady rest. Also, in position determination control, a control loop is usually placed * outside the speed loop. Friction torque setting setting Fluctuation of speed command due to S difference does not immediately cause positioning error.
  • FIG. 6 shows the steady rest performance by simulation of the example of the present invention.
  • a complicated mechanical or expensive optical deflection angle detector is not required, and the deflection angle is directly compared with the conventional deflection angle observer. Is based on the principle of detecting the deflection load proportional to the angle and calculating the deflection angle, so it is inherently convenient for accuracy and religion, and can respond to initial deflection and disturbance. Control equipment can be provided. Industrial applicability
  • the present invention relates to a suspended load suspended on a trolley or the like of an overhead traveling crane, or a container suspended on a trolley of a container crane or a container carrier. It can be used to control the run-out of a grab packet such as a grab bucket crane or unloader for cargo handling or para-loading during traveling.

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Description

明 細 書 クレーン等のローブ振れ止め制御方法及び装置 技術分野
本発明は、 ローブに吊り下げられた負荷、 例えば天井走行クレーンのトロ リー等に吊リ下げられた吊リ荷、 あるいはコンテナクレーン、 コンテナキヤリ ァのトロリーに吊リ下げられたコンテナ、 あるいはパラ物荷役用のダラプバ ケットクレーンやアンローダ等のグラブバケツト等の走行時の振れを抑制する 制御方法及び装 に関する。 背景技術
周知のように、 加速時、 滅速時、 あるいは走行中の吊り荷の振れを抑制する 方法としては、 機械的振れ止め方法と電気的振れ止め方法の 2つに大別できる. 機械的振れ止め方法には、 トロリー自体に、 例えばガイドマストを設け、 ローブの振れを制止する方法や、 コンテナクレーン等コンテナ自体の構造に着 目して、 荷振れを抑制できる特殊なローブ掛けと油圧シリンダによるローブ緊 張装 Sを併用した振れ止め方法等がある。
また、 鬼気的振れ止め方法には、 吊り荷の振れ角、 あるいは振れ速度を検出 して、 これを駆動系にフィードバヅクして、 あるいは、 加滅速終了時に振れを なくし得るような速度パターンを波算指令して、 振れ止め制御を行う方法があ る (例えば、 特公昭 454020号の起重機の口一ブ振れ止め制御方式).
この電気的振れ止め制御には、 吊リ荷の振れ角を検出し、 これを適当な補償要 索を通して駆勁糸にフィードバックして， 振れ止めを行うクローズドループ式 と吊り荷に関する運動方程式の解にょリ、 加速時、 減速時の振れ角、 振れ速度を 予測し、 振れ止めが可能な加滅速度， 加滅速時間を指令するオーブンループ式が ある (例えば、 実開昭 57-158670号の懸垂式クレーンのローブ振れ止め制御装 置). 従来方法では、 特公昭 454020号公報に開示したように， 原理的に振れ角の検 出手段が必要である. この方法では， ローブの振れ角を機械的に検出している が、 ローブが巻上げ、 巻下げ時に運動するため、 その連結装置の構造は、 ロー プへの確実な連結と摺動可能という相反する要求を满たす必要があり、 どうし ても、 取リ付け構造が複雑になリ、 また、 信頼性に欠けるという欠点があつ これを解決するために、 最近、 光源とカメラ、 画像処理装置による光学式振 れ角検出装置が提案されている.
これは確かに、 運動するローブとの機械的速結はないが、 光学式である点か ら、 廳埃による性能劣化が »念されるのみならず、 特に、 光源とカメラの正確 な位 iB合わせ、 画像から振れ角の演箅処理のために、 振れ角検出装置として は、 あまりにも高価になってしまう欠点がある. また、 クレーンの構造上か ら、 トロリ一の巻き上げウィンチ付近にカメラを設置するのが一般的である が、 その設置スペースを必要とする. また、 今、 トロリー加速度を O.Sm/eec2と 仮定すると， 最大振れ角を考えても、 その値は、 0.102radとかなリ小さくなる ので、 振れ角検出の精度の点から、 カメラと光源の正確な位置合わせが必要に なる. それだけ、 正確なカメラコントロールを必要とする. 即ち、 複雑、 デリ ゲートな検出装 Sとなることは避けられない，
このような問題点を解決するために、 振れ角検出装置を使用しないで、 電動 機速度、 トロリー速度、 ローブ長等から、 振れ角を演算推定する振れ角モデル や、 振れ角オブザーバ等も検討されたが， 複雑になること、 誤差が大きいこ と、 また、 初期振れや外乱がある場合に対応できない等の理由によって、 実用 化されるにいたつていない，
本発明が解決すべき課題は、 機械的または光学的振れ角検出手段を必要とせ ず、 また従来の振れ角モデルや振れ角オブザーバと全く異なる原理に基づく負 荷トルクオブザーバを開発し、 高性能且つ低価格の振れ止め制御方法及び装置を 提供することにある. 発明の開示
前記課 SSを解決するため、 本発明のクレーン等のロープ振れ止め制御方法 は、 クレーン等の、 ローブで懸垂された負荷を走行させるトロリー IK動装置を 備えたクレーン等の振れ止め制御方法において、 ローブの振れに基づく負荷ト ルク変勦を含まない電動機トルクの推定信号 TM*を、 制御糸及び E勛系のゲイン 定数， 等価時定数によって演算推定し、 この推定信号 と、 実際の負荷トルク ■CMとを比較することにより、 ロープ振れ角及び荷重に比例した振れ負荷信号 I2W*を演算し、 この振れ負荷信号に比例した振れ角検出推定値 θι·と振れ角設定 値 8sとの偏差に位相進み ·遅れ補償を行った信号 NWをトロリ一駆動装置のト口 リー速度指令: NSにネガティブフィードバヅクすることにより、 ロープで吊リ 下げられた負荷の振れを制止するものである，
また、 本発明のクレーン等のロープ振れ止め制御装置は、 速度指令に基づい て同駆動装置の発生トルクを制御するトルク制御装置と、 前記 ¾動装置の速度を 自動的に制御する速度制御装 Itとを有する、 クレーン等の、 ローブで懸垂され た負荷を走行させるトロリー駆動装置と、 トロリーの速度及び位 Sを制御する 制御装置とを備えたクレーン等のローブ振れ止め制御装置において、 ローブの 振れに基づく負荷トルク変動を含まない電助機トルクの推定信号を制御系及び駆 動系のゲイン定数、 等価時定数によって演算推定するトルクモデルと、 前記駆 動装 βのトルク制御装置の出力に基づいてトルク信号 ΤΜに変換する手段と、 前 記トルクモデルの出力信号 ΤΜ*と前記トルク信号 τ¾|とを比較することによリ、 ローブ振れ角と荷重に比例した振れ負荷信号に対応する信号 を検出する手段 と、 前記儅号 I2W*を振れ角推定信号 θι*に変換する手段と. 振れ角推定信号 θΐ*と 振れ角股定値 6Sとの偏差に位相進み ·¾ »憤を行って生成された速度信号 NWを 速度指令 NSにネガティブフィードパックする位相進み '通れ回路とも設けたも のである，
前記方法及び装置において， ローブ長の変勋によって振れ止め性能が低下す ることを改善するために、 振れ止め制御のループゲインをローブ長の 1/2乗に比 例した値に調整する， また、 吊リ荷の低下につれて振れ止め性能が低下することを改善するため に、 振れ止め制御のループゲインを負荷の低下に逆比例して增加させる.
本発明は、 特に、 トロリー負荷の中に占める負荷の振れトルク成分が十分大 きく、 しかもその大きさが負荷の振れ角に正比例することに着目し、 この成分 を K動装置の電気的信号処理によつて駆動系にフィードバックして、 振れ止め 制御を構成する. これにより， 複雑な機械式あるいは高価な光学式の振れ角検出 装置を必要とせず、 また、 従来の振れ角オブザーバに比較して、 直接的に振れ 角に比例する振れ負荷を検出し、 振れ角を求めるという原理に基づくので、 本 質的に精度と信頼性に優れ、 初期振れや外乱に対しても対応できる . 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の具体的実施例の全体構成を示すブロック図である.
図 2は、 一般的なトロリ一の振れの力学モデルを示す説明図である.
図 3は、 本発明の実施例の構成における負荷の振れ角の応答をシミュレーショ ンによって求めた鋭明図である.
図 4は、 本発明の振れ止め制御装置の詳細を示すブロック図である.
図 5は、 ローブ長と最適な制御利得の閣係をシミュレーションによって求め た例を示す説明図である.
図 6は、 本発明の実施例のシミュレーションによる振れ止め性能を示した説明 図である. 発明を実施するための最良の形 »
以下、 本発明を具体的実施例を示す図 1~6及び表 1によって説明する · 図 1は本発明の原理を示すブロック図である， 図において、 破線で囲まれた 1 はトロリー粗動装置で、 1-1はそのトルク制御装置、 1-2は電動機とトロリー駆 勛系を表している， トロリ一駆動系 1-2の出力である速度 Nはトルク制御装 S1-1 の入力側にフィードパックされ、 公知の自動速度制御装 fiを構成している · ま た、 後述のように、 1~3は負荷の振れによって生じるトルク（これを以下 「振れ 負荷トルク」 と呼ぶ)をトロリー K動系 1-2へ伝えるトルク伝達係敗を示してい る，
同様に、 図 1の 2は本発明の負荷トルクオブザーバ 2-1と振れ止め制御コント ローラ 2-2で構成された、 本発明の拫れ止め制御装置を示している， 3は速度指令 ハンドルに取リ付けられた速度指令器で、 加速度詞整器 4(例えば直線指令器)に速 度指令を与え、 加速度調整器 4は、 翻整された速度指令 NSを出力する， 5は、 電 動機回転速度 Nをトロリー速度 Vに変換する要素である。 6は、 トロリー速度 Vを 入力とし、 トロリーの振れ角度 Θを出力とする、 トロリー振れ力学系モデルを示 して 、る。
なお、 各ブロック図中の Gl(B)~G7(8)は、 各装 Sまたは要素の伝達特性を表す 伝達関数を示すものとする.
一般にトロリーの振れの力学モデルは、 図 2によって表すことができる， 図 中 11はトロリー、 12は負荷である.
図 2から、 次の閱係式が得られる.
m-d2y/dt2=m-g-T-coa9 ""(1)
Figure imgf000007_0001
y=h-coe0 ""(3) x=d-h-8in6 ·'··(4) 但し、 d:定点からのトロリ一の水平位 a変位
dZx/dt2,d2y/d 2:トロリ一の加速度
F:トロリ一の加速力
g:重力による加速度
h:巻き上げローブの長さ
m:負荷の質 i
M:トロリ一の質量
T:巻き上げロープ張力
X：負荷の水平位置変位
y:トロリ一からの負荷の垂直位置変位 Θ:垂直線からの負荷の振れ角度
である，
式 (3)と (4)を式 (1)と (2)に代人し、 整理すると次式が得られる.
d26/dt2 = (l/h)-((d2(d)/dt2)co8e-g-Bine-2-(dh/dt)-(de/dt)) '·"(δ) d2h/dt2 = g-cosB + (d2(d)/dt2)-Bin8 + h-(de/dt)2-T/m ""(6) 他方、 卜口リーの加速については、 次式が成立する，
M-d2(d)/dt2=F-T-ein9 ·»·(7) ここで、 フック高さが一定の場合を考えると、 （5)式は次のようになる，
d26/dt2 = (l/h)-(fcoB6-g-Bine) ·'··(8) ここに、 f:トロリー加速度- d2(d)/d
さらに、 （8)式にて、 振れ角 0が非常に小さく、 その結果、 cos0-l.O、 βίηθ-Οと 見なせる場合を考えると、 次式が得られる.
d29/dt2=(l/h)-(f-g-0) —(9) これをラブラス変換して、 （10)式が得られる.
θ(β)/ν(β) = (l/h)-(x2B/(l +τ282)) ""(10) ここに、 ν(Β):トロリ一速度 = d(d)/dt
x=(h/g)l 2
ここで、 巻き上げロープの長さ hを、 改めて Lで表し、
w=(g/L)l 2(Bec-l) ""(11) と Sけば， （10)式は次の (12)式のように表すことができる.
e(B)/v(B) = (L gMto2B/(e2+a)2)} ""(12) 但し、 L:巻き上げローブ長さ (m) g:重力の加速度 = 9.8m/aec2
V：トロリ一速度 (m/eec)
Θ:振れ角 (rad)
即ち、 図 1の G4は、 （12)式によって与えることができる。
次に、 振れによって生じるトロリーの加速力を求める. この加速力は、 （7)式の Τ·βίηθの項である。 この項のローブ張力 は、 重力成分 と負荷の円運勳による求心力の和になるが、 後者は、 前者に比べて十分小さい ので、 前者の成分によって近似することができる.
したがって、
T-m-g-coB0 ""(13) 即ち、 負荷の振れによって生ずる加速力 fsは、 振れ角が小さいとして、
is = m'g-cos9-Bin8-m-g'6 ·'··(14) で表される， したがって、 この抑分の伝達関数は、
fe(e)/8(e)=m-g --(16) 但し、 fe:トロリーの振動加速力 (N)
m:負荷の質量 (Kg)
したがって、 は、 （15)式の振勐加速力 に， 電動機軸に換算するトルク係数 を乗じた次式によって与えることができる.
Figure imgf000009_0001
但し、 Kw:トルク換 IT係 «(Kg'm N)
Tw：電勛機軸換算の振れ負荷トルク (Kg-xn)
図 1において 1-2のプロックで表される電動機とトロリ一駆動系の伝達閣数 G2 は、 S動機トルク TMと 〔トロリー *擦トルク TT+振れ負荷トルク Tw〕 の代数和 による加速トルク τβを入力とし、 «動機回転速度を出力とする伝達関数であリ、 公知の次式によって表すことができる.
N(e) ta(e)=:375/(GD2-8) 〜·(17) 但し、 Ν(β):電動機回転速度 (rpm)
τβ:加速トルク (Kg-m)
Tt:トロリー摩擦トルク (Kg'm)
GD2:電動機 GD2十電勳機軸換算トロリ一 GD2(Kg'm2)
s:ラブラス湞箅子 (=d/dt)
次に、 トルク制御装置 1-1の伝達関数 Giは、 例えば、 ベクトル制御インバータ 等を適用した塌合、 小さな遇れ時定数を有する一次遅れ系で近似できる · 即ち、 τΜ(Β)/ΔΝ(8) = Κρ/(1 + Ta'e) ""(18) 但し、 ΤΜ(β):電動機トルク ( g'm)
ΔΝ:速度偏差 (rpzn)=N,'(e)-Ne
KP:速度制御ゲイン (KgTii/rpin)
Ta':等価トルク時定数 (see)
ここで、 本発明の自動振れ止め制御装 ¾の有用性を明らかにするために、 以 上の説明で明らかとなったトロリー JK動系の伝達関数を用いて、 本発明の自助振 れ止め制御を使用しない場合の加速時のトロリーの振れについて説明する.
図 3は、 図 1に示した本発明の実施例の構成より、 振れ止め制御装置 2を除い て、 電動機を 4.5eecで加速した場合の負荷の振れ角の応答をシミュレーションに よって求めたものである. 図に示すように、 加速終了後にも大きな残留振れが あり、 殆ど減衰していないことが分かる. 従って、 振れを小さくして走行する ことが要求されるような場合ゃ吊リ荷の位置決めが要求される場合には、 運転 者が手動にて振れ止め操作をしなければならない.
しかるに、 この操作は、 かなりの熟練を必要とし、 多くの場合、 荷役能率を 大きく低下させる結果となっている。
次に、 本発明の振れ止め制御装置 2の詳細を図 4によリ説明する.
図 1の負荷トルクオブザーバ 2-1は、 図 4の 2-1のブロックにその詳細を示して いる. 即ち， 図示のような振れ負荷トルクを含まない電勳機トルクを推定する トルクモデル 2-1-2を作り、 その出力 TM*と図 1のトルク制御装 1-1の出力 τΜと を比較することによリ、 振れ負荷を推定するように構成したものである，
べクトル制御ィンバータ駆動のように， トルク指令と発生トルクが飆形化さ れた駆動装 Sでは、 前述のように速度偏差から «動機の発生トルク迄の伝達関数 は、 非常に小さい時定数の一次遅れ系で近似できる.
したがって、 振れ負荷トルクを含まない電動機トルクの推定値を TM*とすれ ば、 この値は式 (17)、 （18)を使用して、 図 4の一次遅れ要素 2-1-1とトルクモデル
2-1-2のようなプロック線図とその構成で表すことができる.
即ち、 τΜ*(β) = ΝΒ·(β) X [Κρ/(1 +TA»B)]-(l-G6'(B))-Tt(e) X (G6'(B)) --(19) 但し、 TV:補債された機械的時定数 (eec) = (ΤΒ' + Tm)/(1+ KP)
Tm:機械的時定数 (sec) = GD2/375
Tt:トロリー庫擦トルク (Kg'm)
G6'(S): = 1/(1+ Tm'B)(l + Ta'8)
電動機トルクの推定値 TM*は、 2-1-3で示すトルク定数 ΚΤの逆数を乗じること によって、 トルク電流の推定値 Ι2·に変換できる.
同様に， 図 1のトロリー Κ勳装置におけるトルク制御装置 1-1の出力 ΧΜも ΚΤの 逆数を乗じることによって、 実際のトルク g¾¾l2eに変換できる。
したがって、 振れ負荷亀流の推定値 w*は、 図 4の 2-1に示すように、
¾W* = · · = (1/ΚΤ)(τΜ^Μ*) —(20) で表される.
但し、 ΚΤ:トルク定数 (A/Kg-m)
¾ν 振れ負荷電流の推定値 (A)
12:実際のトルク電流 (A)
このようにして、 機械的または光学的な振れ角検出手段を使用しないで、 吊 リ荷の振れ角と、 吊り荷に比例した振れ負荷電流を検出することができる.
次に、 本発明の振れ止め制御コントローラについて説明する.
図 4の 2-2は、 図 1の 2-2のブロックの実施例の詳細を示すもので、 2-2-1は振れ 角設定器， 2-2-2は振れ角娯差堪幅器、 2-2-3は位相進み '遅浦償器、 2-24は 〔振 れ角/振れ電流〕 変換器である.
吊リ荷の振れ角は、 振れ電流推定値 W*として検出され、 係数 KDを乗じて、 振れ角検出推定値 θι·に変換される. θι·は、 振れ角設定器 2-2-1の設定値 θβと比較 され、 その珙差 ΔΘは、 Κ 倍されて、 位相進み ·運れ補償 S82-2-3を通じて， 図示 のようにトロリ一の自助速度制御回路の外側の振れ止め制御回路のフイード バック信号 Nwとなっている，
すなわち、 実際のトロリー速度指令は、 図 1の加速度調整器 4の出力 Νβと前記 フィードバック信号 Nwとの差の Ns'となるように構成されている. 従って、 振れ角設定 »の設定値をゼロに設定し、 Kth, KD、 I、 TD2を ¾切 に設定すれば、 振れ角検出推定値 θι*をゼロにする制御、 すなわち振れ止め制御 が可能になる，
この場合、 この糸の安定化手法としては、 公知の例えばボード線図による解 析法が速用でき、 所定の応答を得る Kth、 KD、 TDi、 TD2の設定ができる.
'図 4で鋭明した振れ止め制御装置における等価トルク時定敗 Ta'は、 補償された 機械的時定数 Tm 'に比べて小さいので、 近似的には G6'は一次式に近似して、 実際 の系を ffi単化できる.
以上は、 本発明の原理について、 実施例を基にした詳細な説明である， 但し、 この発明では、 実施化にあたって、 次の三つの問題点の解決が必要で ある，
第一に、 ローブ長が変化した場合でも «れた振れ止め性能を発揮させるため の、 振れ止め制御ゲインとローブ長の関係を求める間 J8である.
第二に、 吊リ荷の弒少によって、 振れ止め制御ループゲインが低下し、 制御 性能が劣化することに対する対策である。
第三に、 振れ負荷を含まない電動機トルクモデルと実展のトルク電流を比較 することで負荷トルクオブザーパが構成されているが、 モデルと実機に誤差が ある場合の性能劣化に する問 gである，
第一の問題は、 （12)式の ωの値が、 ロープ長によって変わることに起因する。 例えは、 ローブ長 19.6m、 9.8m, 4.9mの場合、 ωは (11)式によって 0.707eec>l、 l.Oeec-1. 1.414sec-lとなり、 （12)式の特性根がローブ長の平方根の逆数で変わる ことになる. 従って、 もしローブ長 4.9mで良い応答を得るように、 KDXKthを 設定できたと仮定した場合、 ローブ長 9.8mでは、 この慷をほぼ V2倍に、 19.8m で {i2倍にしなければならない.
図 5は、 ローブ長と最適な制御利得の閱係をシミュレーションによって求め た例である， 図では、 KDを一定に保ち、 最適な Kthの値を示している。 図示の ように、 この値は、 ローブ長の 1/2乗にほぼ比例した値になっていることが分 かる， - 11 - この問題は、 このように、 ロープ長に対応して制御利得も調整することによ リ、 良い振れ止め性能が保 SEされる，
第二の問理は、 吊リ荷が小さい場合、 それだけ が減少し， 結果として、
D I
振れ角が減少した場合と同じ信号を、 振れ止め制御糸に与えるためである，
しかし、 巻き上げ操作で吊リ上げられた負荷は、 普通、 走行中には変化する ことはない. 即ち， 巻き上げ速転中に負荷の大きさを測定することによリ、 KD を補 Λすることができる， KDは、 全体システムの安定度を考 Λして、 負荷の減 少に反比例して増加することが必要である.
ところで、 本発明の方法では、 図 4に示したように、 振れ負荷オブザーバを 構成するために、 実際の電動機の発生トルクを使用しているため、 この振れ止 め制御ループの追加によって、 速度制御装置の内部にあるトルクまたは電流制 御マイナループが発振しないようにしなければならないという制約がある.
この問題は、 公知のボード線図によって、 ループゲインに対する必要な遅れ 補債時定数 TD2、 進み時定数 TDIを計算で求めることができる. 実施例では、 こ のボード線図による解析と吊リ荷の変助に伴う鼋勳機負荷の変化を計算し、 振れ 止めの最適ゲインを求め、 シミュレーションによってこれを確 ¾した，
表 1は、 実施例におけるそのような定数の計箅例である。 表】
ロープ長 振れ止めゲイン定数
位相運れ
検出ゲイン 時定数
L 100% 60% 25% 12.6%
To
(m) 負荷 負荷 負荷 負荷
0.5 xg 1.414 1.6 0.353 0.364 0.676 1.243 2.13 l.OXg 1.0 1.5 0.5 0.6 0.955 1.765 3.02
2.0 X g 0.707 1.5 0.707 0.707 1.35 2.482 4.26
3.0 X g 0.677 1.5 0.866 0.866 1.65 3.04 6.22
4.0 X g 0.5 1.6 1.0 1.0 1.91 3.51 6.03 このようにして、 ローブ長と吊リ荷の変動に対して、 最適な 2， Kthを設定 できる.
第三の問題では、 制御ゲイン等の定数は、 実機の設計値を適用できること. また、 各時定数は、 実際の速転に先立って、 実際値が測定可能であること、 あ るいは無負荷運転の試行によっても確認ができることなどの点から、 モデルと 実機の設定値の誤差は、 実用上はほとんど問題になることはない. 必要であれ ば、 公知の定数オートチューニング技術も適用できる.
ただ、 考慮すべき問題は、 摩擦トルクの設定値 TfO値の変助であるが、 同棣 に、 無負荷試行にょリオートチューニングが可能である. また、 この設定誤差 は、 振れ止め終了後の速度招令誤差とはなるが、 振れ止めの性能には影響しな いという特性がある， また、 位置决め制御では、 通常、 速度ループの外側に位 の制御ループが *かれるために、 この摩擦トルク設定の設定 S差による速度 指令の変動が、 即、 位置決めの誤差となることはない.
図 6は、 本発明の実施例のシミュレーションによる振れ止め性能を示したもの である.
図よリ、 加速終了時、 減速終了時に、 吊リ荷の振れが、 ほとんどゼロに制御 されていることが分かる， また、 図 3の特性と比較することによリ、 本発明の 振れ止め制御を採用しない場合に比べ， 加速時の最大振れ角も、 約 52 (1.15/2.2 = 0.523)に抑制されていることが理解できる，
本発明によれば、 従来方法のように、 複維な機械式あるいは高価な光学式の振 れ角検出装置を必要とせず、 また， 従来の振れ角オブザーバに比較して、 直接 的に振れ角に比例する振れ負荷を検出し、 振れ角を求めるという原理に基づく ので、 本質的に精度と信親性に便れ、 初期振れや外乱に対しても対応できる. したがって、 安価で髙性能の振れ止め制御装置を提供することができる. 産業上の利用可能性
本発明は、 天井走行クレーンのトロリー等に吊リ下げられた吊リ荷、 あるい はコンテナクレーン， コンテナキャリアのトロリ一に吊リ下げられたコンテ ナ、 あるいはパラ物荷役用のグラブバケツトクレーンやアンローダ等のグラブ パケット等の走行時の振れを抑制する制御に利用することができる ·

Claims

請 求 の 範 囲
1. クレーン等の、 ローブで懸垂された負荷を走行させるトロリー駆動装置を 備えたクレーン等の振れ止め制御方法において、 ローブの振れに基づく負荷ト ルク変動を含まない電動機トルクの推定信号 ΤΜ·を， 制御系及び Κ勳系のゲイン 定数、 等価時定数によって湞箅推定し， この推定信号 τ¾Τと、 実際の負荷トルク ΤΜとを比較することにより、 ロープ振れ角及び荷重に比例した振れ負荷信号 I2W*を演算し、 この振れ負荷信号に比例した振れ角検出推定値 6 と振れ角設定 値 8Sとの偏差に位相進み ·運れ補償を行った信号 NWをトロリ一 K勳装置のト口 リー速度指令 NSにネガティブフィードパックすることにより， ロープで吊り 下げられた負荷の振れを制止することを特徴とするクレーン等のローブ振れ止 め制御方法。
2. 振れ止め制御のループゲインをローブ長の 1/2乗に比例した値に調整するこ とを特微とする請求項 1記载のクレーン等のローブ振れ止め制御方法，
3. 振れ止め制御のループゲインを負荷の低下に逆比例して増加することを特徴 とする請求項 1または 2記載のクレーン等のローブ振れ止め制御方法。
4. 速度指令に基づいて同 JK動装置の発生トルクを制御するトルク制御装 *(1-1) と、 前記駆動装置の速度を自動的に制御する速度制御装置 (1-2)とを有する、 ク レーン等の、 ロープで «垂された負荷を走行させるトロリー JE勛装 S(l)と， ト 口リーの速度及び位置を制御する制御装置 (5),(6)とを備えたクレーン等のローブ 振れ止め制御装 Sにおいて、 ローブの振れに基づく負荷トルク変動を含まない 鼋動機トルクの推定信号を制御系及びお動系のゲイン定数、 等価時定数によって 演算推定するトルクモデル (2-1-2)と、 前記駆動装 Sのトルク制御装 S(l-l)の出力 に基づいてトルク信号 TMに変換する手段は-1)と、 前記トルクモデル (2-1-2)の出 力信号 ΤΜ·と前記トルク信号 とも比較することによリ、 ローブ振れ角と荷重 に比例した振れ負荷信号に対応する信号 I2W*を検出する手段 (2-1)と、 前記信号 I2W*を振れ角推定信号 θΐ·に変換する手段 (2-2-4)と、 振れ角推定信号 と振れ角 設定値 6sとの偏差に位相進み.遅れ補償を行って生成された速度信号 NWを速度指 令 NSにネガティブフィードパックする位相進み ·δれ回路 (2-2·3)とを設けたこ とを特徴とするクレーン等のローブ振れ止め制御装
5. 振れ止め制御のループゲインをローブ長の 1/2乗に比例した値に調整する手 段を設けたことを特»とする請求項 4記載のクレーン等のローブ振れ止め制御裝 置，
6. 振れ止め制御のループゲインを負荷の低下に逆比例して増加させる手段を設 けたことを特徴とする請求項 4または 5記載のクレーン等のローブ振れ止め制御 装置.
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