WO2010004870A1 - エンジンベンチシステムの動力計制御方式 - Google Patents

エンジンベンチシステムの動力計制御方式 Download PDF

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WO2010004870A1
WO2010004870A1 PCT/JP2009/061456 JP2009061456W WO2010004870A1 WO 2010004870 A1 WO2010004870 A1 WO 2010004870A1 JP 2009061456 W JP2009061456 W JP 2009061456W WO 2010004870 A1 WO2010004870 A1 WO 2010004870A1
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engine
torque
shaft
inertia
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French (fr)
Inventor
岳夫 秋山
喜正 澤田
Original Assignee
株式会社明電舎
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    • G—PHYSICS
    • G01—MEASURING; TESTING
    • G01M—TESTING STATIC OR DYNAMIC BALANCE OF MACHINES OR STRUCTURES; TESTING OF STRUCTURES OR APPARATUS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • G01M15/00—Testing of engines
    • G01M15/02—Details or accessories of testing apparatus

Definitions

  • the present invention relates to an engine bench system for measuring various characteristics of an engine by connecting a dynamometer to an engine with a shaft, and more particularly to a dynamometer control system for suppressing resonance of a two-inertia mechanical system.
  • FIG. 11 shows a configuration example of the engine bench system.
  • the engine E / G and the transmission T / M are combined (AT or MT, or with a clutch in the case of MT), and connected to the dynamometer DY via the shaft. ing.
  • the engine E / G side controls the engine output by adjusting the throttle opening by the throttle actuator ACT.
  • a rotation detector PP and a torque detector (load cell) LC are provided on the dynamometer DY side, and speed and torque are controlled based on detection signals from these detectors.
  • This control is PID controlled by the controller C (s).
  • the figure shows the case of speed control, and the controller C (s) performs a PID calculation on the deviation between the speed setting input and the speed detection value of the dynamometer DY, and the inverter (power converter) uses this calculation result. To control the speed of the dynamometer DY.
  • the resonance point of the mechanical system of the dynamometer, the shaft, and the engine is set to be equal to or less than the frequency of the pulsation torque generated by the engine, and the PID control of the dynamometer is performed.
  • Patent Document 1 The speed control method proposed in Patent Document 1 is intended for a system in which the engine bench system to be controlled does not have large nonlinearities such as play and hysteresis.
  • a general engine bench system has a clutch between the engine and the dynamometer. There is play in the clutch, and it is difficult to apply the control method of Patent Document 1 to such an engine bench system.
  • control method of Patent Document 1 is based on the ⁇ design method, and in order to obtain a controller circuit, roughly two operations of modeling a control target and determining a weight function are required. In particular, the determination of the weight function requires trial and error. For this reason, when the specimen engine is changed, it takes time to design the controller circuit, making it difficult to perform an efficient test.
  • a general engine bench system with a clutch has a resonance characteristic due to the clutch.
  • the resonance characteristic is not considered in the currently applied speed control method, the shaft torque is particularly detected from the engine torque.
  • a resonance point of the mechanical system appears greatly, and it is difficult to estimate the vibration waveform of the engine torque by observing the shaft torque.
  • An object of the present invention is to provide a dynamometer control method for an engine bench system that can suppress shaft torque and speed from becoming oscillating and can efficiently perform a stable engine test.
  • the present invention uses a two-inertia engine bench model as the mechanical system of the engine bench system, and appropriately applies the equation of motion and the fifth-order polynomial P (s) of the closed loop characteristic of the dynamometer control characteristic.
  • the dynamometer control parameters so as to have the characteristics of the fifth-order polynomial set in the above, the dynamometer torque command for suppressing the resonance operation of the mechanical system is obtained. To do.
  • T2ref (Ki / s + Kp) * (w2ref ⁇ w2) + (B1 * s + b0) / (a1 * s + 1) * T12
  • T12 is a combined shaft torsion torque (shaft torque)
  • w2ref is a dynamometer speed command
  • w2 is a dynamometer angular speed
  • Ki, Kp, b1, b0, and a1 are parameters. It is characterized by having a configuration obtained by the above calculation.
  • An engine torque map for obtaining a measured value of output torque with respect to the engine speed and throttle opening;
  • a T2f table having a relationship of a resonance frequency generated in a mechanical system from the engine to the dynamometer with respect to an output of the torque map as a torsion torque (shaft torque) value of the shaft;
  • the spring stiffness K12 is obtained from the resonance frequency wc obtained from the T2f table, the engine inertia J1 and the dynamometer inertia J2, and the coefficients c1 to c of the fifth order polynomial P (s) appropriately set.
  • Means is provided for determining Ki, Kp, b1, b0, a1 so as to be c5.
  • T2ref ((Ki / s) * (w2ref ⁇ w2) ⁇ Kp * w2) * (1 / (a1 * s + 1)) ⁇ ((bl * s + 1) / (a1 * s + 1) * T12) * Kt12
  • T12 is a coupling shaft torsion torque (shaft torque)
  • w2ref is a dynamometer speed command
  • w2 is a dynamometer angular speed
  • Ki, Kp, Kt12, b1, and a1 are parameters. It is characterized by having a configuration obtained by the above calculation.
  • J1 is an engine moment of inertia
  • J2 is a dynamometer moment of inertia
  • K12 is a coupled shaft spring rigidity
  • T12 is a coupled shaft torsion torque (shaft torque)
  • w1 is an engine angular velocity
  • w2 is a dynamometer angular velocity
  • T1 is an engine torque
  • An engine torque map for obtaining a measured value of output torque with respect to the engine speed and throttle opening;
  • a T2f table having a relationship of a resonance frequency generated in a mechanical system from the engine to the dynamometer with respect to an output of the torque map as a torsion torque (shaft torque) value of the shaft;
  • the spring stiffness K12 is obtained from the resonance frequency wc obtained from the T2f table, the engine inertia J1 and the dynamometer inertia J2, and the coefficients c1 to c of the fifth order polynomial P (s) appropriately set.
  • Means is provided for determining Ki, Kp, Kt12, b1, a1 so as to be c5.
  • Embodiment 1 (the 1).
  • the mechanical system configuration of the engine bench system is expressed as a multi-inertia mechanical system model having two or more inertia systems.
  • the present invention is directed to an engine bench system that can be approximated to a two-inertia system.
  • Fig. 12 shows the engine bench model of the two-inertia mechanical system.
  • the physical values in the engine bench model are represented by J1: engine inertia moment, J2: dynamometer moment of inertia, K12: coupling shaft spring stiffness, T12: coupling shaft torsion torque (shaft torque), w1: engine angular velocity, w2: dynamometer angular velocity.
  • T2 dynamometer torque
  • the equation of motion of the engine bench can be expressed by the following equation, where Laplace operator is s.
  • FIG. 13 is a Bode diagram of T1 (engine torque) ⁇ T12 (shaft torque)
  • FIG. 14 is a Bode diagram of T1 (engine torque) ⁇ w2 (dynamometer speed).
  • the mechanical system of a general engine bench system has a resonance point (about 11 Hz in FIG. 13) at a certain frequency.
  • FIG. 1 is a configuration diagram of an engine bench system according to the present embodiment.
  • the engine 1 and the transmission 2 are connected to a dynamometer 4 through a shaft 3, the engine 1 controls the output by the throttle opening, and the dynamometer 4 is provided with a rotation detector 5 and a shaft torque detector 7.
  • the system configuration is such that the speed control of the dynamometer 4 is performed by the inverter 8 based on the detection signal of each detector.
  • the controller 9 that gives a torque command to the inverter 8 sets the dynamometer torque T2 according to the following equation (4) when the dynamometer speed command value (command value of w2) is w2ref. It is controlled by T2ref.
  • T2ref (Ki / s + Kp) * (w2ref ⁇ w2) + (b1 * s + b0) / (a1 * s + 1) * T12 (4)
  • the first term on the right side of the equation (4) calculates the speed deviation obtained by the subtraction element 9A by the proportional integration (PI) element 9B, and the second term calculates the shaft torque T12 by the filter element 9C.
  • the addition element 9D adds the calculation results of the elements 9B and 9C to obtain a torque command T2ref.
  • the parameters (Ki, Kp, b1, b0, a1) in the equation (4) are determined as follows.
  • equations (6) to (10) are solved to obtain control parameters (Ki, Kp, b1, b0, a1) of equation (4).
  • FIG. 2 to FIG. 4 show the control results by PI control that is generally applied to the speed control of the engine bench system.
  • FIG. 2 is a Bode diagram of engine torque (T1) ⁇ shaft torque (T12). As shown in FIG. 13, the engine bench system has resonance characteristics, and it can be seen that substantially the same resonance characteristics remain as shown in FIG. 2 even when speed control is performed by PI control.
  • FIG. 3 is a Bode diagram of engine torque (T1) ⁇ speed detection (w2). As shown in FIG. 14, the engine bench system has a resonance characteristic, and it can be seen that the resonance characteristic remains as shown in FIG. 3 even when the speed is controlled by the PI control.
  • FIG. 4 is a Bode diagram of speed command value (w2ref) ⁇ speed detection (w2). From this figure, it can be seen that the general PI control is controlled to a speed control response of about 4 Hz.
  • FIG. 5 is a Bode diagram of engine torque (T1) ⁇ shaft torque (T12).
  • FIG. 2 resonance characteristics remain in general PI control, but in this embodiment, resonance is suppressed as shown in FIG.
  • FIG. 6 is a Bode diagram of engine torque (T1) ⁇ speed detection (w2).
  • FIG. 3 the resonance characteristics remain in general P1 control, but in this embodiment, resonance is suppressed as shown in FIG.
  • FIG. 7 is a Bode diagram of speed command value (w2ref) ⁇ speed detection (w2). From this figure, it is understood that the speed control response of about 8 Hz is controlled in this embodiment.
  • the speed control response is improved and the resonance is suppressed as compared with the speed control result by the general PI control.
  • the controller circuit can be easily designed as compared with the ⁇ design method. Therefore, according to the present embodiment, even in a situation where the shaft torque and speed are oscillating according to the current technology, the present embodiment is controlled non-oscillating and can efficiently perform a stable engine test.
  • the present embodiment is applied to a mechanical system (a spring has a non-linear characteristic) in which the resonance frequency changes depending on the magnitude of the shaft torque.
  • a mechanical system a spring has a non-linear characteristic
  • the speed control system is configured as follows.
  • S2f table A table (T2f table) representing the relationship between the torsional torque (shaft torque) value in the model of FIG. 12 and the resonance frequency generated in the mechanical system is created in advance by some means. Any means can be obtained by calculation when the characteristics of the nonlinear spring are known, and when the characteristics are not known, the resonance frequency when the torsion torque is a certain value can be measured. Good.
  • FIG. 8 is a block diagram of the controller of this embodiment.
  • the speed command (w2ref) and the throttle opening of the engine are input to the engine torque map 9E, and the output torque is input to the T2f table 9F.
  • the resonance frequency wc in the operation state at that time is calculated by the T2f table 9F.
  • the calculation element 9G obtains the spring stiffness K12 by calculation according to the equation (12) from the resonance frequency wc, the engine inertia J1 and the dynamometer inertia J2, and the setting element 9H is the relationship between the coefficients c1 to c5 according to the above equations (6) to (10).
  • the resonance frequency of the Bode diagrams shown in FIGS. 13 and 14 is also shown in a mechanical system (the spring has nonlinear characteristics) in which the resonance frequency changes depending on the magnitude of the axial torque.
  • the gain parameters Ki, Kp, b1, b0, a1 that are always adapted to the resonance frequency can be selected, and even non-linear engine bench systems are non-vibrating Controlled and stable engine testing can be done efficiently.
  • the dynamometer torque command T2ref ((Ki / s) * (w2ref ⁇ w2) ⁇ Kp * w2) * (1 / (a1 * s + 1)) ⁇ ((bl * s + 1) / (a1 * s + 1) * T12) * Kt12 (13) )
  • T2ref ((Ki / s) * (w2ref ⁇ w2) ⁇ Kp * w2) * (1 / (a1 * s + 1)) ⁇ ((bl * s + 1) / (a1 * s + 1) * T12) * Kt12 (13) )
  • T2ref ((Ki / s) * (w2ref ⁇ w2) ⁇ Kp * w2) * (1 / (a1 * s + 1)) ⁇ ((bl * s + 1) / (a1 * s + 1) * T12) * Kt12 (13) )
  • T2ref ((Ki / s)
  • FIG. 9 shows a circuit diagram of the controller 10 equivalent to the equation (13).
  • the first term on the right side of the equation (13) is the integral calculation of the speed deviation obtained by the subtraction element 10A by the integral (I) element 10B, and the speed is calculated.
  • Proportional calculation is performed by the proportional (P) element 10C, and the delay is added by the delay element 10E to the result of subtraction by the subtraction element 10D from the calculation result of the integration element 10B.
  • the shaft torque T12 is calculated by the filter element 10F, multiplied by the coefficient Kt12 by the multiplication element 10G, and this is subtracted by the subtraction element 10H from the calculation result of the delay element 10E to obtain the torque command T2ref.
  • the coefficient (Ki, Kp, Kt12, b1, a1) in the equation (13) is 5 when the closed loop characteristic polynomials of the equations (1) to (3) and the equation (11) are obtained as in the first embodiment. It turns out that it becomes a polynomial, and the characteristic can be arbitrarily set by (Ki, Kp, Kt12, b1, a1).
  • Equation (14) to (18) show equations for calculating the closed loop characteristic polynomial (Ki, Kp, Kt12, b1, a1).
  • Equations (14) to (18) are solved to obtain control parameters (Ki, Kp, Kt12, b1, a1) of Equation (13).
  • the speed control response can be improved and the resonance can be suppressed.
  • the present embodiment is applied to a mechanical system (a spring has a non-linear characteristic) in which the resonance frequency changes depending on the magnitude of the shaft torque.
  • a mechanical system a spring has a non-linear characteristic
  • the speed control system is configured as follows.
  • S2f table A table (T2f table) representing the relationship between the torsional torque (shaft torque) value in the model of FIG. 12 and the resonance frequency generated in the mechanical system is created in advance by some means. Any means can be obtained by calculation when the characteristics of the nonlinear spring are known, and when the characteristics are not known, the resonance frequency when the torsion torque is a certain value can be measured. Good.
  • FIG. 10 shows the controller of this embodiment.
  • the speed command (w2ref) and the throttle opening of the engine are input to the engine torque map 10I, and the output torque is input to the T2f table 10J.
  • the clutch spring rigidity K12 in the operation state at that time is calculated by the T2f table 10J.
  • the calculation element 10K obtains the spring stiffness K12 from the resonance frequency wc, the engine inertia J1 and the dynamometer inertia J2 by calculation according to the equation (19), and the setting element 10L has the relationship between the coefficients c1 to c5 according to the equations (14) to (18).
  • Formulas are set, and the speed control parameters (Kp, Ki, Kt12, b1, a1) are calculated by solving formulas (14) to (18) by the calculation element 10M, and the elements 10, 10C, 10E, 10F, 10GB are calculated. Adjust the value of.
  • the gain parameter always adapted to the resonance frequency.
  • Ki, Kp, Kt12, b1, a1 can be selected, and even a non-linear engine bench system is controlled in a non-vibrating manner, and a stable engine test can be efficiently performed.
  • the mechanical system of the engine bench system is a two-inertia engine bench model, and the equation of motion and the fifth-order polynomial P (s) of the closed loop characteristic of the dynamometer control characteristic are appropriately set.

Abstract

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関する。 当該エンジンベンチシステムは、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、動力計制御パラメータ（Ｋｉ，Ｋｐ，ｂ１，ｂ０，ａ１）とから、動力計トルク指令Ｔ２ｒｅｆを求めて動力計を制御することで、軸トルクや速度が振動的になるのを抑制したものである。ここで、動力計制御パラメータ（Ｋｉ，Ｋｐ，ｂ１，ｂ０，ａ１）は、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とから求められる５次多項式が、適切に設定した特性となるように決定されている。

Description

エンジンベンチシステムの動力計制御方式
　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）。
日本国の公開特許公報である特開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。
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。
　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。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000001
　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、
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000002
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、
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000003
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。
Figure JPOXMLDOC01-appb-M000004
　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。
　（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）　　…（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。
　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。

Claims (6)

  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エンジンベンチシステムの動力計制御方式。
  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。
  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。
  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エンジンベンチシステムの動力計制御方式。
  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。
  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。
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2522978A1 (de) * 2011-05-09 2012-11-14 AVL List GmbH Prüfstand für dynamische Prüfaufgaben an Verbrennungskraftmaschinen, sowie Verfahren zum Betreiben eines derartigen Prüfstandes
US11313761B2 (en) * 2016-04-28 2022-04-26 Medensha Corporation Test system

Families Citing this family (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5245668B2 (ja) * 2008-09-18 2013-07-24 株式会社明電舎 エンジンベンチシステムの制御方式
JP5605128B2 (ja) * 2010-09-27 2014-10-15 株式会社明電舎 動力計の軸トルク制御装置
JP5304913B2 (ja) * 2012-03-02 2013-10-02 株式会社明電舎 ダイナモメータシステム
JP5541314B2 (ja) * 2012-05-29 2014-07-09 株式会社明電舎 ダイナモメータシステムの制御装置
JP6629574B2 (ja) 2015-11-12 2020-01-15 株式会社エー・アンド・デイ エンジン試験装置
JP6369596B1 (ja) * 2017-05-09 2018-08-08 株式会社明電舎 ダイナモメータシステムの制御装置
JP6501004B1 (ja) * 2018-01-29 2019-04-17 株式会社明電舎 エンジンベンチシステムの制御方法
JP6645525B2 (ja) * 2018-02-23 2020-02-14 株式会社明電舎 試験システムの制御装置
JP7380762B1 (ja) * 2022-06-27 2023-11-15 株式会社明電舎 試験システム

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH08219952A (ja) * 1995-02-13 1996-08-30 Meidensha Corp 自動車エンジン試験装置
JP2003207421A (ja) * 2002-01-09 2003-07-25 Meidensha Corp エンジンベンチシステム
JP2008070119A (ja) * 2006-09-12 2008-03-27 Meidensha Corp エンジンベンチシステムの制御方法とその装置

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH08219952A (ja) * 1995-02-13 1996-08-30 Meidensha Corp 自動車エンジン試験装置
JP2003207421A (ja) * 2002-01-09 2003-07-25 Meidensha Corp エンジンベンチシステム
JP2008070119A (ja) * 2006-09-12 2008-03-27 Meidensha Corp エンジンベンチシステムの制御方法とその装置

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2522978A1 (de) * 2011-05-09 2012-11-14 AVL List GmbH Prüfstand für dynamische Prüfaufgaben an Verbrennungskraftmaschinen, sowie Verfahren zum Betreiben eines derartigen Prüfstandes
US8770019B2 (en) 2011-05-09 2014-07-08 Avl List Gmbh Test rig for dynamic test assignments on internal combustion engines, and method for operating a test rig of this kind
US11313761B2 (en) * 2016-04-28 2022-04-26 Medensha Corporation Test system

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