WO2007105527A1 - 位置決め機構の制御方法および制御装置 - Google Patents

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Makoto Iwasaki
Hiromu Hirai
Motohiro Kawahuku
Yoshihiro Maeda
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    • G05—CONTROLLING; REGULATING
    • G05B—CONTROL OR REGULATING SYSTEMS IN GENERAL; FUNCTIONAL ELEMENTS OF SUCH SYSTEMS; MONITORING OR TESTING ARRANGEMENTS FOR SUCH SYSTEMS OR ELEMENTS
    • G05B13/00—Adaptive control systems, i.e. systems automatically adjusting themselves to have a performance which is optimum according to some preassigned criterion
    • G05B13/02—Adaptive control systems, i.e. systems automatically adjusting themselves to have a performance which is optimum according to some preassigned criterion electric
    • G05B13/04—Adaptive control systems, i.e. systems automatically adjusting themselves to have a performance which is optimum according to some preassigned criterion electric involving the use of models or simulators
    • G—PHYSICS
    • G05—CONTROLLING; REGULATING
    • G05B—CONTROL OR REGULATING SYSTEMS IN GENERAL; FUNCTIONAL ELEMENTS OF SUCH SYSTEMS; MONITORING OR TESTING ARRANGEMENTS FOR SUCH SYSTEMS OR ELEMENTS
    • G05B5/00—Anti-hunting arrangements
    • G05B5/01—Anti-hunting arrangements electric

Definitions

  • the present invention provides an initial value of a state estimator appropriately for a positioning mechanism of various industrial machines in which rolling friction acts on bearings and guide surfaces based on a precise mathematical model of rolling friction.
  • the present invention relates to a control method and a control device for a positioning mechanism that can prevent control performance deterioration due to estimation delay of a state estimator and realize friction compensation.
  • Non-Patent Document 1 rolling friction modeling was performed in consideration of the non-linear spring characteristics caused by elastic deformation of the rolling elements to achieve the acquisition of a high-precision simulator, and the importance of friction compensation in high-speed 'high-precision positioning' was clarified.
  • Non-Patent Document 1 Maeda, Kawafuku, Iwasaki, Hirai: “Improvement of positioning and setting accuracy by disturbance suppression", IEEJ Technical Report, IIC-05-55, pp.91-96 (2005) Disclosure of the invention
  • the friction compensation by the conventional state estimator is effective in that a high disturbance suppression characteristic can be obtained compared to PID control, etc. Because the transient characteristic due to the response band of the low-pass filter causes a disturbance estimation delay The control performance deteriorates and the required control performance cannot be satisfied.
  • start time force disturbance estimation calculation is delayed due to the time delay element existing in the control target and the sample delay existing in the state estimator, so that the control performance deteriorates and the required control performance cannot be satisfied. And there are other problems.
  • the present invention has been made in view of the above-described conventional situation, effectively preventing deterioration of control performance due to a friction estimation delay of the state estimator, and capable of high speed, high accuracy, and variation. It is an object to provide a control method and a control device for a positioning mechanism. Means for solving the problem
  • the positioning mechanism control method performs feedforward compensation based on the irreducible decomposition expression of the positioning mechanism with respect to the resonance vibration of the positioning mechanism.
  • feedback compensation by the state estimator is performed for the dead time and nonlinear friction of the positioning mechanism, and when the positioning mechanism starts up, the state estimator causes an estimation delay.
  • Model force The disturbance observer output is generated by the estimated friction value.
  • an effective friction estimation value cannot be obtained by the state estimator.
  • the positioning mechanism is started, the friction estimation value obtained by the dynamic characteristic model force of the rolling friction is obtained.
  • the output of the state estimator is generated, and when the estimation delay is sufficiently eliminated, the state shifts to the friction compensation control by the normal state estimator. Positioning control with high speed, high accuracy, and small variation is realized.
  • a compensator that performs feedforward compensation based on the irreducible decomposition expression of the positioning mechanism with respect to the resonance vibration of the positioning mechanism.
  • a state estimator that performs feedback compensation for the dead time and nonlinear friction of the positioning mechanism, and a dynamic model model of rolling friction of the positioning mechanism at the time of starting the positioning mechanism in which the state estimator causes an estimation delay.
  • Transient output means for generating the output of the state estimator based on the estimated friction value obtained from the above.
  • Rolling friction is friction generated by rolling elements existing in a ball screw part or a table linear guide part, and is known to exhibit nonlinear spring characteristics due to elastic deformation in a minute displacement region.
  • Figure 1 shows a precise mathematical model that expresses the non-linear panel characteristics of rolling friction.
  • Frolling ( ⁇ ) is the rolling friction force
  • ⁇ r is the rolling displacement area width.
  • rolling friction there are “rolling displacement region” (0 r) where the rolling element does not roll completely, and exhibits nonlinear spring characteristics due to the effect of elastic deformation, and “rolling region” where the rolling element rolls.
  • the shape of the hysteresis is constant regardless of the moving distance and the initial position. If the rolling distance is the same, the hysteresis area and shape will be the same regardless of the reciprocating motion at any position. Based on the above properties, the rolling friction model is expressed by the following equations (1) to (3) that include Coulomb friction.
  • n is a coefficient representing the swelling of hysteresis
  • sgn (') is a sign function
  • ⁇ is the moving distance after reversing the moving direction
  • FrO and ⁇ 0 are the rolling friction force and the motor position ( ⁇ ⁇ ) when the moving direction is reversed.
  • the rolling friction model is based on the moving distance ⁇ after reversing the moving direction, in the area where the absolute value of the moving distance starts to roll out within the displacement area width ⁇ r and the rolling friction force Frolling ( ⁇ ) does not reach the Coulomb friction force.
  • the dynamic characteristics of rolling S-friction can be expressed, and when the absolute value of the moving distance starts to roll over the displacement area width ⁇ r or the rolling friction force Frolling ( ⁇ ) reaches the Coulomb friction force. In this area, static characteristics are exhibited by the Coulomb friction force.
  • the parameters of the rolling friction model are adjusted to match the actual rolling friction characteristics based on the values measured by the constant speed drive test.
  • FIG. 2 shows an outline of the positioning mechanism.
  • the positioning mechanism ⁇ has an incidental facility consisting of an arm load 2 that excites resonance vibration in the ball screw drive table 1 and simulates a mechanical resonance system experienced in a semiconductor inspection device or the like.
  • Servo motor 3 is operated by dedicated servo amplifier 4, and the pulse signal of encoder 5 installed in servo motor 3 is taken into servo amplifier 4 by serial transmission and then DSP (digital signal processor) 6 as a control device. Is transmitted in parallel.
  • DSP6 digital signal processor
  • the motor torque command value controlled and calculated by DSP6 is output to servo amplifier 4, which controls the motor drive current via the current control system and various filters. Therefore, both the torque command output and the sensor signal are input via the servo amplifier 4, so the positioning mechanism including the servo amplifier 4 is controlled.
  • FIG. 3 shows a block diagram of a friction compensation control system realized in the DSP 6.
  • friction The compensation control system is a disturbance observer combined type two-degree-of-freedom control system.
  • r is a position command
  • 0 L is a load position
  • ⁇ M is a motor torque command as a control input
  • ⁇ & dist is an estimated disturbance
  • ⁇ Mo is a motor position target trajectory.
  • N and D are feedforward compensators based on the irreducible decomposition expression
  • Z- 8 is a dead time compensation element by the Smith method
  • C is a phase lead / lag compensator
  • DOB is a disturbance observer as a state estimator.
  • the nominal model used for the design of the irreducible resolving compensators N and D and the disturbance observer DOB is the two-inertia model PM2 of the following equation (4) that deals with the primary vibration mode.
  • Table 1 shows an example of each constant of the two inertia model.
  • FIG. 4 shows a block diagram of the disturbance observer DOB.
  • ⁇ Mu is the input to the acceleration control system composed of the disturbance observer buzzer
  • dist is the disturbance
  • PM2 is the two-inertia model of Eq. (4)
  • Z " 8 is 8 samples delayed by the Smith method
  • Q I is a filter that ensures the proper property of the disturbance observer DOB and determines the estimated disturbance speed.
  • the low-pass filter and the notch filter shown in the following equation (5) considering the robust stability in the high frequency range.
  • Disturbance observer DOB is constructed using Q from Q.
  • Table 2 shows an example of notch filter parameters included in Q. [0019] [Equation 3]
  • the initial value compensation in the present embodiment is performed on the first-order low-pass filter of the filter Q shown in the above equation (5), and the first-order low-pass filter discretized by bilinear transformation at the sampling period Ts. If ui vc is defined as the input and ⁇ adist is defined as the output, the output at time i in the sample value system and adist [i] can be expressed by the following equation (6) using current and past inputs and outputs.
  • the initial value compensation of the disturbance observer DOB in the present embodiment is to provide the initial value compensation amount xivc as shown in the following equation (7) with respect to the above equation (6) at the sample time i. None other than that.
  • this control system is a motor trajectory tracking control system based on an irreducible decomposition expression.
  • a dotted line in FIG. 3 shows an initial value compensation amount setting path of the disturbance observer DOB using the rolling friction model RFM as a transient output means.
  • the variables 0 M, ⁇ ⁇ , ⁇ ⁇ in the rolling friction model RFM which are the equations (1) to (3), are calculated using the output waveform ⁇ MW of the compensator ⁇ , dead time, sensor noise, etc.
  • the initial value compensation amount xivc can be calculated without being affected by.
  • adist is used as the friction estimation value by the disturbance observer DOB at the time of the previous positioning settling, so rolling considering the initial value of the rolling friction force that fluctuates during continuous operation. Friction force can be estimated.
  • Fig. 5 shows the behavior of rolling friction force during reversal and same direction operation when the initial value FrO is different. It can be seen that the behavior of the rolling friction force to be compensated differs depending on the initial value FrO (point A to point C) and the next movement direction (reversal: solid line, same direction: dotted line) at the time of the previous positioning settling. Therefore, in the Bang-Bang compensation using the constant compensation torque that is also used in the conventional force, it is expected that the positioning response varies.
  • FIG. 1 is a diagram representing a nonlinear spring characteristic of rolling friction.
  • FIG. 2 is a diagram showing an outline of a positioning mechanism.
  • FIG.3 Block line of friction compensation control system realized in digital signal processor
  • FIG. 4 is a block diagram of a disturbance observer.
  • FIG. 5 is a diagram showing the behavior of rolling friction force.
  • FIG. 6 is a diagram showing a load response waveform according to the control of the present invention.
  • FIG. 7 is a diagram showing a load response waveform by conventional control.

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Abstract

【課題】状態推定器の摩擦推定遅れによる制御性能の劣化を有効に防止して、高速、高精度で、かつバラツキの小さい位置決め機構の制御方法および制御装置を提供する。 【解決手段】位置決め機構Ｅの共振振動に対して当該位置決め機構Ｅの既約分解表現に基づいたフィードフォワード補償Ｎ，Ｄを行うとともに、上記位置決め機構Ｅのむだ時間および非線形摩擦に対して外乱オブザーバＤＯＢによるフィードバック補償を行い、かつ、上記状態推定器ＤＯＢが推定遅れを生じる位置決め機構Ｅの始動時には、当該位置決め機構Ｅの転がり摩擦の動特性モデルから得られる摩擦推定値によって上記外乱オブザーバＤＯＢの出力を生成する。

Description

位置決め機構の制御方法および制御装置
技術分野
[0001] 本発明は、軸受けや案内面に転がり摩擦が作用する各種産業機械の位置決め機 構に対して、転がり摩擦の精密数学モデルに基づいて状態推定器の初期値を適切 に与えることで、状態推定器の推定遅れによる制御性能劣化を防止し、摩擦補償を 実現できる位置決め機構の制御方法および制御装置に関する。
背景技術
[0002] 産業用ロボットや各種工作機械に代表されるメカトロニクス機器に用いられる位置 決め機構では，電子機器の小型，高密度化に伴い，高速化に加え高精度化の傾向 が進んでいる。今後，位置決め精度の更なる高精度化を見据えた場合,ステツパ等の 超精密位置決めを必要とする機構で既に経験されているように，各種軸受ゃ送り案 内系に存在する転がり摩擦の非線形ばね特性が位置決めに与える影響を考慮した 制御系設計が必要である。本発明者は、これまで，産業用ロボットハンドラや半導体 デバイス 'プリント基板検査装置等を想定した供試位置決め機構を対象とし，実機の 精密モデルィ匕を、 特に非線形摩擦モデリングに着目して行ってきた。そこでは，転が り要素の弾性変形に起因する非線形ばね特性を考慮した転がり摩擦モデリングを実 施し，高精度シミュレータの獲得を実現すると共に、 高速'高精度位置決めにおける 摩擦補償の重要性を明らかにした (非特許文献 1)。
[0003] 状態推定器を併用した摩擦補償は PID制御等に比べ高い外乱抑圧特性が得られ る点で有効であるが、状態推定器に本質的に必要なローパスフィルタの応答帯域に 起因する過渡特性が外乱推定遅れを招く。その影響は、位置決め機構では動作開 始時に顕著に現れ、モータの軌跡追従精度の劣化に繋がる。従来は例えば、特許 文献 1のように、その推定遅れを、静摩擦トルクを強制印加することで補償していた。 特許文献 1：特開平 8 - 286759号公報
非特許文献 1 :前田、川福、岩崎、平井:「外乱抑圧による位置決め整定精度の向上」 、電気学会研究会資料、 IIC-05-55、 pp.91-96 (2005) 発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0004] 従来の状態推定器による摩擦補償は PID制御等に比べ高い外乱抑圧特性が得ら れる点で有効である力 そのローパスフィルタの応答帯域に起因する過渡特性が外 乱推定遅れを招くため制御性能が劣化し、要求制御性能を満足できな 、と 、う問題 点を有していた。
[0005] また、制御対象に存在するむだ時間要素や状態推定器内に存在するサンプル遅 れによって、始動時力 外乱推定演算が遅れるため制御性能が劣化し、要求制御性 能を満足できな 、と 、う問題点も有して 、た。
[0006] 本発明は、上記従来の実情に鑑みてなされたものであって、状態推定器の摩擦推 定遅れによる制御性能の劣化を有効に防止して、高速、高精度で、かつバラツキの 小さ!/、位置決め機構の制御方法および制御装置を提供することを目的とする。 課題を解決するための手段
[0007] 上記目的を達成するために、本第 1発明の位置決め機構の制御方法では、位置決 め機構の共振振動に対して当該位置決め機構の既約分解表現に基づいたフィード フォワード補償を行うとともに、上記位置決め機構のむだ時間および非線形摩擦に 対して状態推定器によるフィードバック補償を行い、かつ、上記状態推定器が推定遅 れを生じる上記位置決め機構の始動時には、当該位置決め機構の転がり摩擦の動 特性モデル力 得られる摩擦推定値によって上記外乱オブザーバの出力を生成す る。
[0008] 本第 1発明にお 、ては、状態推定器にぉ 、て有効な摩擦推定値が得られな 、位 置決め機構の始動時には、転がり摩擦の動特性モデル力 得られる摩擦推定値によ つて上記状態推定器の出力を生成し、推定遅れが十分に解消された段階で通常の 状態推定器による摩擦補償制御へ移行するから、摩擦推定遅れによる制御性能の 劣化が防止されて、高速、高精度で、かつバラツキの小さい位置決め制御が実現さ れる。
[0009] 本第 2発明の位置決め機構の制御装置では、位置決め機構の共振振動に対して 当該位置決め機構の既約分解表現に基づいたフィードフォワード補償を行う補償器 と、上記位置決め機構のむだ時間および非線形摩擦に対してフィードバック補償を 行う状態推定器と、当該状態推定器が推定遅れを生じる上記位置決め機構の始動 時には、当該位置決め機構の転がり摩擦の動特性モデルカゝら得られる摩擦推定値 によって上記状態推定器の出力を生成する過渡出力手段とを備える。本第 2発明に おいても、本第 1発明と同様の作用効果が得られる。
発明の効果
[0010] 従来力も用いられてきた一定摩擦補償トルクを強制印加する Bang-Bang補償では、 制御応答にばらつきが生じるのに対して、本発明の位置決め機構の制御方法および 制御装置によれば、状態推定器の摩擦推定遅れによる制御性能の劣化を有効に防 止して、高速、高精度で、かつバラツキの小さい位置決め制御を実現することができ る。
発明を実施するための最良の形態
[0011] 転がり摩擦とはボールねじ部やテーブルリニアガイド部に存在する転がり要素によ つて生じる摩擦であり、微小変位領域では弾性変形により非線形ばね特性を示すこ とが知られている。図 1には転がり摩擦の非線形パネ特性を表現する精密数学モデ ルを示す。図 1中、 Frolling ( δ )は転がり摩擦力、 Θ rは転がり出し変位領域幅である 。転がり摩擦には、転動体が完全には転がりきらず、弾性変形の影響により非線形ば ね特性を示す「転がり出し変位領域」（ 0 r)と、転動体が転がる「転がり領域」が存在し 、「転がり出し変位領域」（ Θ r)で往復運動した場合にはヒステリシスループを形成す る。ヒステリシスの形状は移動距離や初期位置によらず一定であり、転がり出し距離 が同じであればどの位置で往復運動してもヒステリシスの面積と形状は一致する。以 上の性質をもとに、転がり摩擦モデルを、クーロン摩擦を包含した下式（1)〜（3)で 表現する。
[0012] [数 1]
Figure imgf000006_0001
[0013] ここで、 nはヒステリシスの膨らみを表す係数、 sgn(')は符号関数である。また、 δは 移動方向反転後の移動距離、 FrOと δ 0はそれぞれ移動方向反転時の転がり摩擦力 とモータ位置（ θ Μ)である。転がり摩擦モデルは、移動方向反転後の移動距離 δを もとに、移動距離の絶対値が転がり出し変位領域幅 Θ r以内かつ転がり摩擦力 Frollin g ( δ )がクーロン摩擦力に到達しない領域ではヒステリシスカーブを計算することで転 力 Sり摩擦の動特性を表現し、移動距離の絶対値が転がり出し変位領域幅 Θ rより大き い場合または転がり摩擦力 Frolling ( δ )がクーロン摩擦力に到達する領域ではクーロ ン摩擦力により静特性を示す。転がり摩擦モデルのパラメータは一定速度駆動試験 により測定した値を基に実機転がり摩擦特性と一致するように調整する。
[0014] 図 2には、位置決め機構の概略を示す。位置決め機構 Εは、ボールねじ駆動テー ブル 1に共振振動を励起するアーム負荷 2からなる付帯設備を有するもので、半導体 検査装置等で経験される機構共振系を模擬している。サーボモータ 3は専用のサー ボアンプ 4により運転され、サーボモータ 3に設置されたエンコーダ 5のパルス信号は シリアル伝送によりサーボアンプ 4へ取り込まれた後、制御装置としての DSP (デジタ ルシグナルプロセッサ) 6へパラレル伝送される。 DSP6で制御演算されたモータトル ク指令値はサーボアンプ 4へと出力され、サーボアンプ 4内では電流制御系と各種フ ィルタを介してモータ駆動電流を制御する。従って、トルク指令の出力及びセンサ信 号の取り込みにはいずれもサーボアンプ 4を介することから，サーボアンプ 4を含めた 位置決め機構が制御対象となる。
[0015] 図 3には DSP6内で実現されている摩擦補償制御系のブロック線図を示す。摩擦 補償制御系は、外乱オブザーバ併用型 2自由度制御系である。図中の rは位置指令 、 はモータ位置、 0 Lは負荷位置、 τ Mは制御入力であるモータトルク指令、 τ & distは推定外乱、 θ Moはモータ位置目標軌道である。また， N,Dは既約分解表現に 基づくフィードフォワード補償器、 Z— 8はスミス法によるむだ時間補償要素、 Cは位相 進み遅れ補償器、 DOBは状態推定器たる外乱オブザーバである。ここで、 既約分 解補償器 N, Dと外乱オブザーバ DOBの設計に用いるノミナルモデルは 1次振動モ ードを扱った下式 (4)の 2慣性モデル PM2を採用する。表 1には 2慣性モデルの各定 数の一例を示す。
[0016] [数 2]
Figure imgf000007_0001
[0017] [表 1]
Figure imgf000007_0002
[0018] 図 4には外乱オブザーバ DOBのブロック線図を示す。図中 τ Muは外乱ォブザー バ DOBにより構成される加速度制御系に対する入力、 て distは外乱であり、 PM2は 上式 (4)の 2慣性モデル、 Z"8はスミス法による 8サンプル遅れ、 Qは外乱オブザーバ DOBのプロパ性の確保ならびに外乱推定速度を決定するフィルタである。本実施形 態では、高周波数領域でのロバスト安定性を考慮した下式（5)に示すローパスフィル タとノッチフィルタによる Qを用いて外乱オブザーバ DOBを構成している。 Qに含まれ るノッチフィルタのパラメータの一例を表 2に示す。 [0019] [数 3]
Figure imgf000008_0001
[0020] [表 2]
Figure imgf000008_0002
[0021] 本実施形態における初期値補償は、上式（5)に示すフィルタ Qの 1次ローパスフィ ルタに対して実施するものとし、 サンプリング周期 Tsで双一次変換により離散化した 1次ローパスフィルタへの入力を uivc、出力を τ adistと定義した場合、サンプル値系 で時刻 iにおける出力て adist[i]は現在と過去の入出力を用いて下式 (6)で表すこと ができる。
[0022] 画 radist[¾] = ― (boUivc[i] + biuivc [i一 1]一 ιτ adist [i一 lj) · · · (6)
な o s- v- C, ο = (^Q 3 + 2， a\ = C Q1 s一ム
bo = U}QTs, bi = 2 JQTS
[0023] 従って、本実施形態における外乱オブザーバ DOBの初期値補償とは、サンプル時 刻 iにおいて、上式 (6)に対して下式（7)のように初期値補償量 xivcを与えることに他 ならない。ここで、本制御系が既約分解表現に基づくモータ軌跡追従制御系であるこ [0024] [数 5]
r adist[i— 1] = Xivc ^ivc [i一 J-] = ^ivc
[0025] 図 3中の点線で示すものが、過渡出力手段としての、転がり摩擦モデル RFMを用 いた外乱オブザーバ DOBの初期値補償量設定パスである。この場合、 式（1)〜（3 )力 なる転がり摩擦モデル RFMにおける変数 0 M, ω Μ, δ θは、補償器 Νの出力 波形 Θ MWを用いて算出するため、むだ時間、 センサノイズ等の影響を受けずに初 期値補償量 xivcを算出可能となる。また，式 (2)中の FrOには、直前の位置決め整定 時における外乱オブザーバ DOBによる摩擦推定値て adistを用いるため、連続動作 時において変動する転がり摩擦力の初期値を考慮した上での転がり摩擦力推定が 可能となる。
[0026] 図 5に、初期値 FrOが異なる場合の反転 ·同一方向動作時における転がり摩擦力の 挙動を示す。直前の位置決め整定時における初期値 FrO (点 A〜点 C)ならびに次の 動作方向 (反転:実線、 同一方向：点線）に応じて、補償すべき転がり摩擦力の挙動 が異なることが分かる。従って、従来力も用いられている一定補償トルクを用いた Ban g-Bang補償では、位置決め応答のばらつきが生じると予想される。
[0027] 上記初期値補償は，始動時の非線形ばね領域における摩擦補償性能の向上を目 的として!/ヽるため、有効な摩擦力推定値が得られな！/、始動時の 8サンプル間は転が り摩擦モデルの出力値を採用する。その後は，転がり摩擦モデル出力が転がり領域 であるクーロン摩擦力に到達するまでは継続してモデル出力値をフィードフォワード 補償し、到達後はクーロン摩擦力を初期値としてフィルタ Qの時定数に従って通常の オブザーバによる補償制御へ移行する方式をとる。下式 (8)は、上記外乱ォブザー ノ DOBの初期値補償アルゴリズムに基づいて構成した摩擦補償初期値の演算式で ある。なお、上記初期値補償はフィードフォワード補償であるため、転がり摩擦のモデ ルイ匕誤差は位置応答特性に影響を与えるが、その影響は外乱オブザーバ DOBによ つて圧縮される。
[0028] [数 6] if (1 < ¾ < 8) or (xivc < I fc)
radist [z一 lj = Xivc
UiVC[i] = Xivc (8) ti vc{i― 1] = ^ivc
end
[0029] 以上のような初期摩擦補償により、制御応答のばらつきが抑制され、制御精度の向 上が実現される。これを実証する実験結果を以下に説明する。実験は図 2に示した 位置決め機構で行い、 0. 1mm変位の位置決め応答特性の高速，高精度性に加え て、連続駆動時にしばしば経験される応答のばらつきに対しても評価を行うため、 同 一方向へ 10回連続して位置決め動作を行ってその応答特性を評価した。なお、外 乱オブザーバは co Q = 2 π X 400rad/sと設計した。図 6に本発明制御によるアーム 負荷 2の位置応答波形を示し、位置応答は共振振動を励起することなく速やかに要 求精度内に整定している。このときの整定時間は約 9. 4msであり，要求制御仕様を 満足する位置決めを 10回全ての動作において実現するとともに、応答のばらつきも 大幅に圧縮できている。
[0030] これに対して、摩擦動特性を考慮せず Bang-Bang補償的に初期値補償を行う場合 は、図 7に示すように、負荷位置応答は約 9. 4msで要求精度内へ突入しているもの の、本発明方法に比べて応答のばらつきが大きぐ 10回中数回は要求精度を満足 できていない。なお、 Bang-Bang補償的に初期値補償を行う場合の初期値補償トル クは、実験的に 0. 25Vのステップ状トルクを 8サンプル間与えた。
図面の簡単な説明
[0031] [図 1]転がり摩擦の非線形ばね特性を表現する図である。
[図 2]位置決め機構の概略を示す図である。
[図 3]デジタルシグナルプロセッサ内で実現されている摩擦補償制御系のブロック線 図である。
[図 4]外乱オブザーバのブロック線図である。
[図 5]転がり摩擦力の挙動を示す図である。
[図 6]本発明制御による負荷応答波形を示す図である。
[図 7]従来制御による負荷応答波形を示す図である。
符号の説明
6…デジタルシグナルプロセッサ、 N, D…補償器、 E…位置決め機構、 DOB…外乱 オブザーバ (状態推定器)。

Claims

請求の範囲
[1] 位置決め機構の共振振動に対して当該位置決め機構の既約分解表現に基づいた フィードフォワード補償を行うとともに、前記位置決め機構のむだ時間および非線形 摩擦に対して状態推定器によるフィードバック補償を行い、かつ、前記状態推定器が 推定遅れを生じる前記位置決め機構の始動時には、当該位置決め機構の転がり摩 擦の動特性モデル力 得られる摩擦推定値によって前記外乱オブザーバの出力を 生成するようにした位置決め機構の制御方法。
[2] 位置決め機構の共振振動に対して当該位置決め機構の既約分解表現に基づいた フィードフォワード補償を行う補償器と、前記位置決め機構のむだ時間および非線形 摩擦に対してフィードバック補償を行う状態推定器と、当該状態推定器が推定遅れを 生じる前記位置決め機構の始動時には、当該位置決め機構の転がり摩擦の動特性 モデル力 得られる摩擦推定値によって前記状態推定器の出力を生成する過渡出 力手段とを備える位置決め機構の制御装置。
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