複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法及び装置
【課題】複数リンク型重機において、対象物より受ける反力荷重を正確に且つ確実に推定する方法及び装置を提供する。
【解決手段】相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、複数のリンクは重機本体２０に枢支された基幹リンク２６と対象物に必要な作用を行う先端リンク３０とを含む複数リンク型重機１０が対象物より先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する方法及び装置であって、各リンクについて作用点に作用する反力荷重を求めるためのラグランジェの運動方程式を導出し、各リンクの回転角を検出すると共に、各リンクの重機本体側の枢軸線の周りのトルクを推定し、これらに基づいてラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重を演算し、反力荷重に基づいて先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重を演算する。
【解決手段】相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、複数のリンクは重機本体２０に枢支された基幹リンク２６と対象物に必要な作用を行う先端リンク３０とを含む複数リンク型重機１０が対象物より先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する方法及び装置であって、各リンクについて作用点に作用する反力荷重を求めるためのラグランジェの運動方程式を導出し、各リンクの回転角を検出すると共に、各リンクの重機本体側の枢軸線の周りのトルクを推定し、これらに基づいてラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重を演算し、反力荷重に基づいて先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重を演算する。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車の解体等に使用されるニブラ重機の如く相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有する複数リンク型重機に係り、更に詳細には複数リンク型重機に於いて先端リンクが対象物より受ける反力荷重を推定する方法に係る。
【背景技術】
【０００２】
ニブラ重機や油圧ショベルの如き複数リンク型重機に於いては、必要な作業を安全に行うためにはニブラやバケットの如き先端リンクが対象物より受ける反力荷重、即ち引張り荷重や積荷荷重等を正確に推定する必要がある。
【０００３】
例えば下記の特許文献１には、アームとその先端に枢支されたバケットとを有する油圧ショベルに於いてバケットの積荷荷重を演算する装置が記載されている。この装置はアームの傾斜角を検出する傾斜角センサと、バケットを所定の積荷保持姿勢に維持したときのバケットの負荷圧を検出する圧力センサとを有し、これらのセンサの検出結果に基づいてバケット支持軸周りの力の釣り合いから積荷荷重を演算する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開平１０−２４５８７４号公報
【発明の概要】
【０００５】
〔発明が解決しようとする課題〕
油圧ショベルの如き複数リンク型重機は、一般に、重機本体により枢支されたブーム、ブームの先端により枢支されたアーム、アームの先端により枢支されたバケット等（先端リンク）を有している。かかる複数リンク型重機による作業に於いては、ブーム、アーム、バケット等が同時に複合的に駆動されるため、ブーム等のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いてバケット等が受ける反力荷重を正確に推定する必要がある。
【０００６】
しかるに上記特許文献１に記載されている如き従来の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置に於いては、ブーム、アーム、バケットが静止状態又はバケットが単純に上昇される場合でなければ、積荷荷重を演算することができない。従って当技術分野に於いてはブーム等のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於ける反力荷重を正確に且つ確実に推定することができる方法や装置が希求されている。
【０００７】
本発明は、複数リンク型重機に於いて反力荷重を推定する従来の装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものである。そして本発明の主要な課題は、ブーム等の複数のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いても先端リンクが対象物より受ける反力荷重を正確に且つ確実に推定することができる方法及び装置を提供することである。
〔課題を解決するための手段及び発明の効果〕
【０００８】
上述の主要な課題は、本発明によれば、相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、前記複数のリンクは重機本体により枢支された基幹リンクと対象物に必要な作用を行う先端リンクとを含む複数リンク型重機が対象物より前記先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法に於いて、各リンクを示す添え字をiとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線と前記作用点との間の距離をλｉとし、各リンクについて前記作用点に作用する反力荷重をＦｉとし、各リンクの回転角をθｉとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線の周りのトルクをτｉとして、各リンクについてラグランジェの運動方程式を導出し、前記回転角θｉを検出すると共に、前記トルクτｉを推定し、前記回転角θｉ及び前記トルクτｉに基づいて各リンクについての前記ラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算し、反力荷重Ｆｉに基づいて前記先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重Ｆを演算することを特徴とする複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法（請求項１の構成）、又は相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、前記複数のリンクは重機本体により枢支された基幹リンクと対象物に必要な作用を行う先端リンクとを含む複数リンク型重機が対象物より前記先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置に於いて、各リンクを示す添え字をiとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線と前記作用点との間の距離をλｉとし、各リンクについて前記作用点に作用する反力荷重をＦｉとし、各リンクの回転角をθｉとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線の周りのトルクをτｉとして、各リンクについてラグランジェの運動方程式を記憶する手段と、前記回転角θｉを検出する手段と、前記トルクτｉを推定する手段と、前記回転角θｉ及び前記トルクτｉに基づいて各リンクについての前記ラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算し、反力荷重Ｆｉに基づいて前記先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重Ｆを演算する演算手段と、を有することを特徴とする複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置（請求項９の構成）によって達成される。
【０００９】
上記前者の構成によれば、回転角θｉが検出されると共に、トルクτｉが推定され、回転角θｉ及びトルクτｉに基づいて各リンクについてのラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉが演算され、反力荷重Ｆｉに基づいて反力荷重Ｆが演算される。従って後に詳細に説明する如く、複数のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いても先端のリンクが受ける反力荷重を正確に且つ確実に推定することができる。
【００１０】
上記後者の構成によれば、上記前者の方法を容易に且つ確実に実行することができるので、複数のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いても先端のリンクが受ける反力荷重を容易に且つ確実に推定することができる。
【００１１】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記トルクτｉは各ピストン‐シリンダ装置に設置された軸力検出手段の検出結果に基づいて推定されるよう構成される（請求項２の構成）。
【００１２】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記トルクτｉを推定する手段は各ピストン‐シリンダ装置に設置された軸力検出手段を含んでいるよう構成される（請求項１０の構成）。
【００１３】
トルクτｉは各ピストン‐シリンダ装置に作用する軸力と一義的な関係にある。上記の構成によれば、各ピストン‐シリンダ装置に作用する軸力が軸力検出手段によって検出されるので、例えば各リンクの枢軸に於けるトルクを検出したりすることなくトルクτｉを推定することができる。
【００１４】
また本発明によれば、前記回転角θｉは各リンクに設置された角速度センサの検出結果に基づいて求められるよう構成される（請求項３の構成）。また前記回転角θｉを検出する手段は各リンクに設置された角速度センサを含んでいるよう構成される（請求項１１の構成）。
【００１５】
これらの構成によれば、角速度センサによって各リンクの角速度が検出されるので、各リンクの角速度に基づいて回転角θｉを求めることができる。
【００１６】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記回転角θｉは各ピストン‐シリンダ装置に設置されピストンとシリンダとの相対変位を検出する変位計の検出結果に基づいて求められるよう構成される（請求項４の構成）。
【００１７】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記回転角θｉを検出する手段は各ピストン‐シリンダ装置に設置されピストンとシリンダとの相対変位を検出する変位計を含んでいるよう構成される（請求項１２の構成）。
【００１８】
回転角θｉは各ピストン‐シリンダ装置の伸縮変位と一義的な関係がある。上記の構成によれば、変位計によって各ピストンとシリンダとの相対変位が検出されるので、各リンクの傾斜角等を検出することなく回転角θｉを検出することができる。
【００１９】
また本発明によれば、前記軸力検出手段は歪みゲージであるよう構成される（請求項５及び１３の構成）。
【００２０】
上記の構成によれば、歪みゲージはピストン‐シリンダ装置の表面に取付けられればよいので、各ピストン‐シリンダ装置の改変を要することなく各ピストン‐シリンダ装置に作用する軸力を検出することができる。
【００２１】
また本発明によれば、ラグランジェ関数をＬとし、摩擦による損失エネルギをＢとして、ラグランジェの運動方程式は
【数１】
上記式１にて表されるよう構成される（請求項６及び１４の構成）。
【００２２】
上記の構成によれば、検出された回転角θｉ及び推定されたトルクτｉに基づいて各リンクについて上記式１のラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算することができる。
【００２３】
また本発明によれば、前記先端リンクの前記作用点に既知の荷重を負荷して各リンクを駆動することにより前記ラグランジェの運動方程式の未知数を決定するよう構成される（請求項７の構成）。
【００２４】
上記の構成によれば、先端リンクの作用点に既知の荷重を負荷して各リンクが駆動されるので、ラグランジェの運動方程式の未知数を正確に決定することができる。
【００２５】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機は前記基幹リンクと、前記先端リンクと、一端にて前記基幹リンクの前記枢軸線とは反対側の端部に枢動可能に連結され且つ他端にて前記先端リンクの前記作用点とは反対側の端部に枢動可能に連結された中間リンクとを有するよう構成される（請求項８及び１５の構成）。
【００２６】
上記の構成によれば、基幹リンクと、先端リンクと、中間リンクとを有する複数リンク型重機が対象物より先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定することができる。
〔課題解決手段の好ましい態様〕
【００２７】
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記の構成に於いて、複数リンク型重機はニブラ重機であり、先端リンクはニブラ装置であるよう構成される。
【００２８】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記の構成に於いて、ラグランジェの運動方程式の未知数は摩擦損失を決定する粘性係数及びピストン‐シリンダ装置の軸力をトルクに変換するための換算係数βｉであるよう構成される。
【図面の簡単な説明】
【００２９】
【図１】本発明による反力荷重推定装置の一つの実施形態が適用された複数リンク型重機としてのニブラ重機を示す側面図である。
【図２】ニブラ重機全体及び各リンクについての座標系を示す説明図である。
【図３】リンク相互の角度、油圧シリンダ装置の軸線が対応するリンクに対しなす角度等を示す説明図である。
【図４】ブームの重機本体側の枢軸線と各リンクの重心との間の距離ａｉ及び枢軸線と各リンクの重心とを結ぶ直線が水平方向に対しなす角度θａｉを示す説明図である。
【図５】実施形態の反力荷重推定装置を示すブロック図である。
【図６】実施形態に於いて反力荷重推定装置を使用して行われる反力荷重Ｆ(t)を推定する手順を示すフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００３０】
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を好ましい実施形態について詳細に説明する。
【００３１】
図１は本発明による反力荷重推定装置の一つの実施形態が適用された複数リンク型重機としてのニブラ重機を示す側面図である。
【００３２】
図１に於いて、１０及び１２はそれぞれニブラ重機及び反力荷重推定装置を全体的に示しており、反力荷重推定装置１２はニブラ重機１０に搭載されている。ニブラ重機１０はクローラ１４により走行可能な下部走行体１６と、下部走行体１６に旋回自在に搭載された上部旋回体１８とを含み、下部走行体１６及び上部旋回体１８は重機本体２０を構成している。上部旋回体１８にはキャビン２２が設けられており、キャビン２２に搭乗する運転者によってクローラ１４によるニブラ重機１０の移動、上部旋回体１８の旋回、上部旋回体１８に装備された作業アタッチメント２４の操作等が行われる。
【００３３】
作業アタッチメント２４は基幹リンクとしてのブーム２６と、中間リンクとしてのアーム２８と、先端リンクとしてのニブラ装置３０とを含んでいる。ブーム２６は重機本体２０の側の端部にて枢軸線３２の周りに上部旋回体１８の前後方向及び上下方向を含む枢動平面に沿って枢動可能に枢支され、重機本体２０とは反対の側の端部にて枢軸線３４の周りに枢動平面に沿って枢動可能にアーム２８の一端を枢支している。アーム２８の他端は枢軸線３６の周りに枢動平面に沿って枢動可能にニブラ装置３０の一端を枢支している。枢軸線３２を郭定する枢軸は上部旋回体１８に対するブーム２６の支持軸として機能し、枢軸線３４を郭定する枢軸はブーム２６に対するアーム２８の支持軸として機能し、枢軸線３６を郭定する枢軸はアーム２８に対するニブラ装置３０の支持軸として機能する。
【００３４】
ニブラ装置３０はブラケット３８Ａが一体に設けられブラケット３８Ａにてアーム２８の他端に枢支された支持フレーム３８と、回転軸線４０の周りに回転可能に支持フレーム３８に支持されたニブラ本体４２とを有している。ニブラ本体４２は回転軸線４０に対し図１の紙面に垂直な方向の両側にて互いに平行に隔置された枢軸線４４Ａ及び４４Ｂの周りに枢動可能に一対の可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂを支持している。可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂは油圧シリンダ装置（図示せず）によりニブラ本体４２に対し相対的に枢動されることにより、それらの先端の爪部４８Ａ及び４８Ｂが互いに隔置される開位置と爪部４８Ａ及び４８Ｂが互いに係合する閉位置との間に駆動される。爪部４８Ａ及び４８Ｂは閉位置にあるときには回転軸線４０上にて互いに係合し、或いはそれらの間に対象物を挾持するようになっている。
【００３５】
ブーム２６の中央部の下側に一体的に設けられたブラケット２６Ａには油圧シリンダ装置５０の一端が枢支され、油圧シリンダ装置５０の他端は上部旋回体１８に枢支されている。ブーム２６の中央部の上側に一体的に設けられたブラケット２６Ｂには油圧シリンダ装置５２の一端が枢支され、油圧シリンダ装置５２の他端はアーム２８の重機本体２０の側の端部に一体的に設けられたブラケット２８Ａに枢着されている。
【００３６】
またブラケット２８Ａには油圧シリンダ装置５４の一端が枢支され、油圧シリンダ装置５４の他端は連結リンク５６及び５８の一端に枢着されている。連結リンク５６の他端はニブラ装置３０のブラケット３８Ａに枢支され、連結リンク５８の他端はアーム２８の先端近傍の部分に枢支されている。アーム２８、ニブラ装置３０、連結リンク５６及び５８は互いに共働して四節リンク機構を構成している。
【００３７】
油圧シリンダ装置５０〜５４はシリンダ−ピストン装置として機能し、伸縮することにより作業アタッチメント２４を駆動する。特に油圧シリンダ装置５０は上部旋回体１８に対し相対的にブーム２６を枢軸線３２の周りに枢動させる。油圧シリンダ装置５２はブーム２６に対し相対的にアーム２８を枢軸線３４の周りに枢動させる。油圧シリンダ装置５４はアーム２８に対し相対的にニブラ装置３０を枢軸線３６の周りに枢動させる。
【００３８】
かくして作業アタッチメント２４は相対的に枢動可能に直列的に連結された三つのリンク、即ちブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０よりなっている。ニブラ本体４２は作業アタッチメント２４のブーム２６等が複合的に駆動されることにより上下方向及び水平方向へ移動可能であり、また支持フレーム３８に対し相対的に回転軸線４０の周りに回転可能である。一対の可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂはそれらが開位置と閉位置との間に駆動されることにより、ハーネスの如き対象物を把持したり解放したりすることができる。よってニブラ重機１０は対象物を引き上げたり、押し下げたり、横方向へ移動させたりすることができる。
【００３９】
次に上述の如く構成されたニブラ重機１０に適用された本発明による反力荷重推定装置１２が一対の可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂの先端部にて対象物より受ける反力荷重の推定原理について説明する。
（１）ラグランジェの運動方程式
【００４０】
ラグランジェ法は、運動の記述に適した一般化座標を考え、一般化座標にて表されたエネルギから運動方程式を導く方法であり、その運動方程式がラグランジェの運動方程式である。
【００４１】
添え字iは各リンクを示し、特にｉ＝１はブーム２６を示し、ｉ＝２はアーム２８を示し、ｉ＝３はニブラ装置３０を示すものとする。図１には示されていないが、ニブラ装置３０の作用点Ｐa、即ち可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂの先端部が対象物を把持する領域の中心に於いて対象物より反力荷重Ｆを受けるものとする。また各リンクについて支持軸の軸線と作用点Ｐaとの間の距離（「反力荷重の作用半径」という）をλｉとし、各リンクが作用点Ｐaにて対象物より受ける反力荷重をＦｉとする。各リンクの支持軸の軸線の周りの回転角をθｉとし、各リンクの支持軸の軸線の周りのトルクをτｉとする。ラグランジェ関数をＬとし、摩擦による損失エネルギをＢとすると、各リンクについてラグランジェの運動方程式は下記の式１により表される。
【数２】
【００４２】
回転角θｉ及びトルクτｉを検出し又は推定し、各リンクについての上記式１を解くことによって荷重Ｆｉを求めることができ、ニブラ重機１０が対象物よりニブラ装置３０の作用点Ｐaにて受ける反力荷重Ｆを荷重Ｆｉに基づいて推定することができる。
（２）回転角θｉの検出
【００４３】
図１に示されている如く、各リンク、即ちブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の側面には角速度センサ（ジャイロセンサ）６０〜６４が取り付けられている。角速度センサ６０、６２、６４はそれぞれブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の角速度ω１、ω2、ω3を検出する。よって角速度ω１、ω2、ω3を積分することにより回転角θｉを求めることができる。
【００４４】
尚、油圧シリンダ装置５０〜５４の伸縮長さ（シリンダに対するピストンの相対変位量）を変位計により検出することによっても各リンクの回転角θｉを求めることができる。しかし角速度センサによれば、三つのリンクの上下方向の枢動及び上部旋回体１８の旋回による水平方向の枢動の合計で６動作の角速度を直接検出することができ、また下部走行体１６に対する上部旋回体１８の旋回をも検出することができるという利点が得られる。
（３）各リンクの運動方程式
【００４５】
図２に示されている如く、上部旋回体１８の前後方向を下部走行体１６の前後方向に整合させて固定し、Ｘ軸を上部旋回体１８の前後方向にとり、Ｙ軸を上下方向にとり、Ｙ軸をＸ軸及びＹ軸に垂直な方向にとって全体の座標系とする。
【００４６】
また作業アタッチメント２４の枢動平面内にて、枢軸線３２を原点とし、枢軸線３２と枢軸線３４とを結ぶ方向をｘ1軸の方向とし、ｙ1軸の方向をｘ1軸に垂直な上方方向として、ブーム２６の座標軸を設定する。同様に作業アタッチメント２４の枢動平面内にて、枢軸線３４を原点とし、枢軸線３４と枢軸線３６とを結ぶ方向をｘ2軸の方向とし、ｙ2軸の方向をｘ2軸に垂直な上方方向として、アーム２８の座標軸を設定する。更に作業アタッチメント２４の枢動平面内にて、枢軸線３６を原点とし、枢軸線３６と作用点Ｐa３とを結ぶ方向をｘ3軸の方向とし、ｙ3軸の方向をｘ3軸に垂直な上方方向として、ニブラ装置３０の座標軸を設定する。
【００４７】
図２に示されている如く、ブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の重心をそれぞれ２６Ｇ、２８Ｇ、３０Ｇとし、各座標系に於ける重心の座標を（ｒx1,ｒy1）、（ｒx2,ｒy2）、（ｒx3,ｒy3）とする。各座標系について原点から重心２６Ｇ、２８Ｇ、３０Ｇまでの距離ｒｉは下記の式２により表される。
ｒｉ＝（ｒxi２＋ｒyi２）１／２ …２
（３−１）ラグランジェ関数
【００４８】
各リンクの運動エネルギをｋｉとし、ポテンシャルエネルギをφｉとする。また各リンクの質量をｍｉとし、各リンクの重心に於ける速度をＶｇｉとする。更に各リンクの支持軸周りの慣性モーメントをＩｉとし、地面の如き予め設定された高さを基準に見た場合の各リンクの重心の高さをＰｇｉとし、重力加速度をｇとする。ラグランジェ関数Ｌは運動エネルギＴとポテンシャルエネルギＵとの差Ｔ−Ｕであるので、下記式３により表される。
【数３】
【００４９】
ブーム２６の傾斜角、即ちブーム２６の座標系のｘ1軸が水平方向に対しなす角度をθ1とする。ブーム２６に対するアーム２８の傾斜角、即ちアーム２８の座標系のｘ2軸がｘ1軸に対しなす角度をθ2とする。アーム２８に対するニブラ装置３０の傾斜角、即ちニブラ装置３０の座標系のｘ3軸がｘ2軸に対しなす角度をθ3とする。またブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の有効長さ、即ち枢軸線３２と枢軸線３４との間の距離、枢軸線３４と枢軸線３６との間の距離、枢軸線３６と作用点Ｐaとの間の距離をそれぞれｌ１、ｌ２、ｌ３とする。枢軸線３２の周りの各リンクの慣性モーメントをＩωgｉとする。ラグランジェ関数Ｌは上記式３に対応する下記式４により表される。
【００５０】
【数４】
（３−２）摩擦損失
【００５１】
摩擦損失として粘性摩擦を想定し、粘性係数をｃｉとすると、ブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の摩擦による損失エネルギＢについてそれぞれ下記の式５〜式７が成立する。
【数５】
（３−３）反力荷重の作用半径
【００５２】
ブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の反力荷重の作用半径λｉはそれぞれ下記の式８〜式１０により表される。
【数６】
（３−４）ブーム２６の運動方程式
【００５３】
ブーム２６の運動方程式はｉ＝１であるので上記式１に対応する下記の式１１により表される。
【数７】
（３−５）アーム２８の運動方程式
【００５４】
アーム２８の運動方程式はｉ＝２であるので上記式１に対応する下記の式１２により表される。
【数８】
（３−６）ニブラ装置３０の運動方程式
【００５５】
ニブラ装置３０の運動方程式はｉ＝３であるので上記式１に対応する下記の式１３により表される。
【数９】
（４）トルクτｉの検出
【００５６】
一般に枢動するリンクのトルクはその枢軸のトルクや枢軸表面の歪みを検出することにより求めることができる。しかし油圧シリンダ装置により枢動される各リンクの枢軸にはトルクが発生しないので、枢軸のトルクや枢軸表面の歪みを検出することにより各リンクのトルクを求めることはできない。
【００５７】
これに対し各リンクは油圧シリンダ装置により枢動されるので、油圧シリンダ装置の軸力は各リンクのトルクに対応している。また油圧シリンダ装置の軸力はピストンロッドの長手方向の歪みに比例している。よってピストンロッドの長手方向の歪みを例えば図１に示されている如く歪みゲージ７０〜７４によって検出することにより、既存のニブラ重機に対し構造の変更や改変を加えることなく各リンクのトルクτｉを求めることができる。
（４−１）歪みゲージの設置
【００５８】
歪みゲージが単軸ゲージである場合には、ピストンロッドの軸線を通り各リンクの枢動平面に垂直な径方向に対向する二つの位置にてピストンロッドの連結端部（非可動部）の表面に二つの単軸ゲージが貼付され、それらの検出値の平均値が検出歪みとされる。また歪みゲージがクロスゲージである場合には、上記二つの位置の何れかに一つのクロスゲージが貼付され、その検出値に基づいて軸線に沿う方向の歪みが演算され、該歪みが検出歪みとされる。尚歪みゲージがクロスゲージである場合にも単軸ゲージの場合と同様に二つのゲージが貼付され、それらの検出値の平均値が検出歪みとされてもよい。
（４−２）各リンクのトルク式
【００５９】
各リンクの枢動速度をｅｉとし、油圧シリンダ装置の油圧動力をＯｉとし、油圧シリンダ装置の油圧をＰｉとし、油圧シリンダ装置に対するオイルの流量をＱｉとすると、各リンクのトルクτｉは下記の式１４により表される。
【００６０】
τｉ＝Ｏｉ／ｅｉ
＝Ｐｉ×Ｑｉ／ｅｉ …１４
【００６１】
また各リンクのトルクτｉは支持軸と油圧シリンダ装置の枢着点とを結ぶ線分と油圧シリンダ装置の軸線とがなす角度に依存する。各リンクの初期トルクをτｉｎとし、油圧シリンダ装置の伸縮によりトルク発生方向に作用する力成分をΔＰｉｒとし、油圧シリンダ装置を構成する材料のヤング率をＥとする。また油圧シリンダ装置のピストンロッドの軸線方向の検出歪みをεｉとし、検出歪みεｉに対する補正歪みをΔεｉｘとし、検出歪みをトルクに変換するための換算係数をβｉとする。更に検出歪みよりトルク作用方向の歪み成分を求めるための変換関数をｄｉ(θｉx)とし、トルクの周期をeｉ(θｉ，ωｉ)とする。尚換算係数βｉは後述の如く予備試験により決定される。
【００６２】
各リンクのトルクτｉは以上の値を使用して上記式１４に対応する下記の式１５により表される。尚式１５に於いて、rｉは各リンクのトルク作用半径であり、αｉは各各油圧シリンダ装置のシリンダとピストンとの相対変位量であり、sｉは各油圧シリンダ装置のシリンダ断面積である。
【数１０】
（４−３）変換関数ｄｉ(θｄｉ)
【００６３】
図３に示されている如く、ブーム２６の枢軸線３２と油圧シリンダ装置５０の一端の数軸線とを結ぶ直線が油圧シリンダ装置５０の軸線に対しなす角度をθｄ１とする。またアーム２８の枢軸線３４と油圧シリンダ装置５２の一端の数軸線とを結ぶ直線が油圧シリンダ装置５２の軸線に対しなす角度をθｄ２とする。更に連結リンク５６の軸線が油圧シリンダ装置５４の軸線に対しなす角度をθｄ３２とし、連結リンク５６の軸線がニブラ装置３０の枢軸線３６と連結リンク５６の他端の枢軸線とを結ぶ直線に対しなす角度をθｄ３３とする。また連結リンク５８の軸線が油圧シリンダ装置５４の軸線に対しなす角度をθｄ４１とし、連結リンク５８の軸線がニブラ装置３０の枢軸線３６と連結リンク５８の他端の枢軸線とを結ぶ直線に対しなす角度をθｄ４０とする。検出歪みよりトルク作用方向の歪み成分を求めるための変換関数をｄｉ(θｉx)はブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０についてそれぞれ下記の式１６〜１８により表される。
【００６４】
ｄ１(θ１x)＝sinθｄ１ …１６
ｄ２(θ２x)＝sinθｄ２ …１７
ｄ３(θ３x)＝cosθｄ４１sinθｄ４０−cosθｄ３２sinθｄ３３ …１８
（４−４）初期トルクτｉｎ
【００６５】
図２に示されている如く、ブーム２６の両端の枢軸線３２及び３４を結ぶ直線２６Ｌが水平方向に対しなす角度をθ１とする。アーム２８の両端の枢軸線３４及び３６を結ぶ直線２８Ｌが直線２６Ｌに対しなす角度をθ２とする。更にニブラ装置３０の枢軸線３６と作用点Ｐaとを結ぶ直線３０Ｌが直線２８Ｌに対しなす角度をθ３とする。
【００６６】
図４に示されている如く、枢軸線３２とブーム２６の重心２６Ｇとの間の距離をａ１とし、枢軸線３２とアーム２８の重心２８Ｇとの間の距離をａ２とし、枢軸線３２とニブラ装置３０の重心３０Ｇとの間の距離をａ３とする。また枢軸線３２とブーム２６の重心２６Ｇとを結ぶが水平方向に対しなす角度をθａ１とし、枢軸線３２とアーム２８の重心２８Ｇとを結ぶが水平方向に対しなす角度をθａ２とし、枢軸線３２とニブラ装置３０の重心３０Ｇとを結ぶが水平方向に対しなす角度をθａ３とする。
【００６７】
ブーム２６の重心２６Ｇに作用する重力によるモーメントのアーム長さをｘｇ１とし、アーム２８の重心２８Ｇに作用する重力によるモーメントのアーム長さをｘｇ2とし、ニブラ装置３０の重心３０Ｇに作用する重力によるモーメントのアーム長さをｘｇ３とする。ブーム２６の初期トルクτ１ｎ、アーム２８の初期トルクτ２ｎ、ニブラ装置３０の初期トルクτ３ｎはそれぞれ下記の式１９〜２１により表される。
【００６８】
【数１１】
【数１２】
【数１３】
（４−５）補正歪みΔεｉｘ
【００６９】
各油圧シリンダ装置のピストンロッドに発生する歪みには、各油圧シリンダ装置自身の作動に伴い発生する本来の歪みに加えて、計測ノイズによる歪みεｉ_noszeが含まれており、また当該油圧シリンダ装置が静止していても他の油圧シリンダ装置が作動することによりリンクに対する重力の作用方向が変化することに起因する歪みεｉｘ_ｇｒａｖが含まれている。重力の影響を補正するための補正係数をαｉｘとすると、各リンクの補正歪みΔεｉｘは下記の式２２により表される。
【数１４】
（４−６）トルクの周期eｉ(θｉ，ωｉ)
【００７０】
作業アタッチメント２４がニブラ装置３０の作用点Ｐaにて対象物より受ける反力荷重はニブラ装置３０が対象物に対し行う持ち上げ等の作用の周期的変動に応じて周期的に変動する。よって各リンクのトルクの周期も各リンクの角度θｉ及び角速度ωｉの周期的変動に応じて周期的に変動する。各リンクのトルクに対する角度θｉの周期比をυθiとし、各リンクのトルクに対する角速度ωｉの周期比をυωiとすると、各リンクのトルクの周期eｉ(θｉ，ωｉ)は下記の式２３により表されてよいと考えられる。
eｉ(θｉ，ωｉ)＝υθiθｉ＋υωiωｉ …２３
【００７１】
尚、各リンクの重心に作用する重力によるモーメントのアーム長さのうち基幹リンクとしてのブーム２６のアーム長さが最も大きい。またブーム２６の油圧シリンダ装置５０の作動によりすべてのリンクが駆動され、各リンクの油圧シリンダ装置の力の作用方向のうち最も上下方向に近いのはブーム２６の油圧シリンダ装置５０である。よってブーム２６の油圧シリンダ装置５０はアーム２８の油圧シリンダ装置５２及びニブラ装置３０の油圧シリンダ装置５４よりも重力による影響及び枢動速度による影響を受け易い。
（５）予備試験
【００７２】
ニブラ装置３０が無負荷の状態、即ちニブラ装置３０に錘りが吊り下げられていない状態で、各リンクを単独で動作させた際の計測角速度及び計測歪みをそれぞれωｉｎ及び計測歪みεｉｎとし、各リンクのトルクの周期をeｉn(θｉn，ωｉn)とする。ラグランジェ関数から得られる一般化力Jｉｎは下記の式２４により表される。
【数１５】
【００７３】
またニブラ装置３０の作用点Ｐaに負荷が与えられた状態、即ちニブラ装置３０に重さＷの錘りが吊り下げられた状態で、各リンクを単独で動作させた際の計測角速度及び計測歪みをそれぞれωｉｆ及びεｉｆとする。また各リンクの初期トルクをτｉｆとし、各リンクのトルクの周期をeｉf(θｉf，ωｉf)とする。ラグランジェ関数から得られる一般化力Jｉｆは下記の式２５により表される。
【数１６】
【００７４】
式２４及び２５には未知数である粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉが含まれているが、式２４及び２５を連立方程式として解くことにより粘性係数をｃｉ及び換算係数βｉを求めることができる。
【００７５】
よってニブラ装置３０が無負荷の状態及びニブラ装置３０に重さＷの錘りが吊り下げられた状態について予備試験を行うことにより、各リンクの運動方程式である上記式１１〜１３に含まれる粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉを決定することができる。
（５−１）初期位置での計測
【００７６】
作業アタッチメント２４をニブラ重機１０の用途に応じた標準位置に位置決めすることにより、ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態の両方について各アームが初期位置に設定される。例えばニブラ重機１０が解体される自動車のワイヤハーネスの引き剥し作業に使用される場合には、各アームがワイヤハーネスの引き剥し基礎試験時と実質的に同一の位置に設定される。そして各アームが初期位置に設定された状況に於いて各アームの運動方程式に含まれる角度θｉ等が計測される。
（５−２）ブーム２６についての予備試験
【００７７】
ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態の両方について、油圧シリンダ装置５０を伸縮させることによりブーム２６を枢軸線３２の周りに枢動させる。そしてその際のブーム２６の角速度ω１及び油圧シリンダ装置５０のピストンロッドの歪みε１をそれぞれ角速度センサ６０及び歪みゲージ７０によって検出する。
（５−３）アーム２８についての予備試験
【００７８】
ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態の両方について、油圧シリンダ装置５２を伸縮させることによりアーム２８を枢軸線３４の周りに枢動させる。そしてその際のアーム２８の角速度ω２及び油圧シリンダ装置５２のピストンロッドの歪みε２をそれぞれ角速度センサ６２及び歪みゲージ７２によって検出する。
（５−４）ニブラ装置３０についての予備試験
【００７９】
ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態の両方について、油圧シリンダ装置５４を伸縮させることによりニブラ装置３０を枢軸線３６の周りに枢動させる。そしてその際のニブラ装置３０の角速度ω３及び油圧シリンダ装置５４のピストンロッドの歪みε３をそれぞれ角速度センサ６４及び歪みゲージ７４によって検出する。
【００８０】
尚以上の各アームの予備試験に於いては、ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態についての予備試験の開始前に、角速度センサ及び歪みゲージがリセットされる。また各アームの枢動角度は１５〜３０°程度に設定され、各アームはニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態について実質的に同一の枢動速度にて駆動される。
（６）予備試験の運動方程式の解法
（６−１）時間変数の取り扱い
【００８１】
上記式２４及び２５は時間変数を含んでいる。よってこれらの式を連立方程式として解く際には、未知数である粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉを変動させながら計測時間全体に於ける波形の一致度合を反復法により調べることにより、未知数を効率的に求めることができる。
（６−２）ニブラ装置３０が負荷ありの状態での一般化力Jｉｆの計算
【００８２】
上記式２５の一般化力Jｉｆはニブラ装置３０の重量、重心位置、慣性モーメントが錘りの負荷によって変化した場合の一般化力Jである。ニブラ装置３０が負荷ありの状態でのニブラ装置３０の重量ｍ３′、重心位置のｘ座標ｒ３ｘ′、重心位置のｙ座標ｒ３ｙ′、ニブラ装置３０の枢軸線３６と重心との距離ｒ３′、ニブラ装置３０の慣性モーメントＩωg３はそれぞれ下記の式２６〜３０により表される。よって上記式２５は上記式２４に於けるニブラ装置３０の重量ｍ３等を下記の式２６〜３０により表される値に置き換えたものと等価である。
【数１７】
（７）各リンクの運動方程式の解法
（７−１）反復法
【００８３】
時間変数を含めて上記式１１〜１３の運動方程式を実際に解くに当たっては、上記式２６〜３０の錘りの重さＷを未知数とし、上記式１１〜１３の反力荷重ＦｉをＷｇに置き換えて解を反復的に求めることが実用的である。反力荷重Ｆｉを反復的に変化させる大ききは大きくないことが好ましいが、歪みの検出誤差を考慮すると、反力荷重Ｆｉを反復的に変化させる大ききが小さすぎても反力荷重Ｆｉを正確に求めることができない。
（７−２）反力荷重
【００８４】
時間ｔの変数である反力荷重Ｆ(t)は下記の式３１により表される。尚下記の式３１のmaxは｛｝内の値のうちの最大値を意味する。
Ｆ(t)＝max｛Ｆ１(t), Ｆ２(t), Ｆ３(t)｝ …３１
【００８５】
次に反力荷重推定装置１２の構成及び上述の反力荷重の推定原理に基づいて行われる反力荷重Ｆ(t)の推定手順について説明する。
【００８６】
図５は実施形態の反力荷重推定装置１２を示すブロック図である。図５に示されている如く、反力荷重推定装置１２は電子制御装置８０と、電子制御装置８０に対し必要な指令や情報を入力するための入力装置８２と、電子制御装置８０による演算結果などを表示するディスプレイ８４とを含んでいる。尚電子制御装置８０は反力荷重推定装置１２がニブラ重機１０に搭載される構成の場合にはマイクロコンピュータであってよく、また評価試験装置としてニブラ重機１０に取り外し可能に適用される構成の場合にはパーソナルコンピュータであってよい。
【００８７】
電子制御装置８０には角速度センサ６０〜６４により検出されたブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の角速度ω１、ω2、ω3を示す信号が入力される。また電子制御装置８０には歪みゲージ７０〜７４により検出された油圧シリンダ装置５０〜５４のピストンロッドに発生する歪みε１、ε2、ε3を示す信号が入力される。電子制御装置８０は必要に応じて上述の種々の式に従って演算を行う。
【００８８】
角速度センサ６０〜６４及び歪みゲージ７０〜７４はケーブルにより電子制御装置８０に接続されていてもよく、また角速度センサ６０〜６４及び歪みゲージ７０〜７４の少なくとも一方のセンサが無線式に電子制御装置８０に接続されていてもよい。特に一方のセンサがケーブルにより電子制御装置８０に接続され、他方のセンサが無線式に電子制御装置８０に接続される場合には、センサの検出値に対し時間的な同期を取るための処理が行われることが好ましい。
【００８９】
図６は実施形態に於いて反力荷重推定装置１２を使用して行われる反力荷重Ｆ(t)を推定する手順を示すフローチャートである。
【００９０】
まずステップ１０に於いては未知数、即ち粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉが既に決定されているか否かの判別が行われ、既に未知数が決定されているときには肯定判別が行われて手順はステップ４０へ進む。これに対し未知数がまだ決定されていないときには否定判別が行われて手順はステップ２０へ進む。
【００９１】
ステップ２０に於いては上記「（５−２）ブーム２６についての予備試験」〜「（５−４）ニブラ装置３０についての予備試験」に記載の要領にて各リンクが駆動され、各リンクの角速度ωｉ及び油圧シリンダ装置のピストンロッドの歪みεｉが検出される。
【００９２】
ステップ３０に於いては上記「（５）予備試験」に記載の要領にて各リンクについて上記式２４及び２５を連立方程式として解くことにより各リンクについて未知数である粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉが演算される。
【００９３】
ステップ４０に於いてはブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０が同時複合的に駆動されると共に、ブーム２６等の角速度及び油圧シリンダ装置のピストンロッドの歪みが検出される。即ちブーム２６が枢軸線３２の周りに予め設定された角度枢動され、アーム２８が枢軸線３４の周りに予め設定された角度枢動され、ニブラ装置３０が枢軸線３６の周りに予め設定された角度枢動される。そしてブーム２６の角速度ω１、油圧シリンダ装置５０のピストンロッドの歪みε１、アーム２８の角速度ω２、油圧シリンダ装置５２のピストンロッドの歪みε２、ニブラ装置３０の角速度ω３、油圧シリンダ装置５４のピストンロッドの歪みε３が検出される。
【００９４】
ステップ５０に於いては検出された角速度ω１及び歪みε１に基づいてステップ３０に於いて決定された粘性係数ｃ１及び換算係数β１を使用する上記式１１に従ってブーム２６についての反力荷重Ｆ１(t)が演算される。また検出された角速度ω２及び歪みε２に基づいてステップ３０に於いて決定された粘性係数ｃ２及び換算係数β２を使用する上記式１２に従ってアーム２８についての反力荷重Ｆ２(t)が演算される。更に検出された角速度ω３及び歪みε３に基づいてステップ３０に於いて決定された粘性係数をｃ３及び換算係数β３を使用する上記式１３に従ってニブラ装置３０についての反力荷重Ｆ３(t)が演算される。
【００９５】
ステップ６０に於いてはステップ５０に於いて演算された反力荷重Ｆ１(t)、Ｆ２(t)、Ｆ３(t)に基づいて上記式３１に従って最終的な反力荷重Ｆ(t)が演算される。
【００９６】
かくして上述の実施形態の推定方法によれば、ブーム等の複数のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いても先端リンクとしてのニブラ装置３０が対象物より受ける反力荷重を正確に且つ確実に推定することができることが解る。
【００９７】
また上述の実施形態の推定装置によれば、上述の実施形態の推定方法を確実に且つ効率的に実行して反力荷重を正確に且つ確実に推定することができることが解る。
【００９８】
更に上述の実施形態によれば、回転角θｉを検出する手段は各リンクに設置された角速度センサを含んでおり、油圧シリンダ装置の軸力を検出する手段は歪みゲージである。よってニブラ重機１０に対し構造の変更や改変を加えることなく各リンクの回転角θｉやトルクτｉを求めることができることが解る。
【００９９】
以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
【０１００】
例えば上述の実施形態に於いては、複数リンク型重機は解体される自動車のワイヤハーネスの引き剥し作業等に使用されるニブラ重機１０である。しかし本発明が適用される複数リンク型重機は例えば先端リンクがバケットである油圧ショベルの如く、相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、先端リンクにて対象物に必要な作用を行う任意の複数リンク型重機であってよい。
【０１０１】
また上述の実施形態に於いては、ニブラ重機１０は基幹リンクとしてのブーム２６、中間リンクとしてのアーム２８、先端リンクとしてのニブラ装置３０の三つのリンクを有している。しかし本発明が適用される複数リンク型重機は二つのリンクを有するものであってもよく、また四つ以上のリンクを有するものであってもよい。
【０１０２】
また上述の実施形態に於いては、各リンクは油圧シリンダ装置の伸縮によって枢動されるようになっているが、各リンクは油圧シリンダ装置以外の装置によって枢動されてもよい。
【０１０３】
また上述の実施形態に於いては、各油圧シリンダ装置の軸力を検出する手段は歪みゲージであるが、各油圧シリンダ装置の軸力は例えば荷重センサの如く歪みゲージ以外の手段によって検出されてもよい。
【符号の説明】
【０１０４】
１０…ニブラ重機、１２…反力荷重推定装置、１６…下部走行体、１８…上部旋回体、２４…作業アタッチメント、２６…ブーム、２８…アーム、３０…ニブラ装置、４２…ニブラ本体、４６Ａ，４６Ｂ…可動爪部材、５０〜５４…油圧シリンダ装置、６０〜６４…角速度センサ、７０〜７４…歪みゲージ、８０…電子制御装置
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車の解体等に使用されるニブラ重機の如く相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有する複数リンク型重機に係り、更に詳細には複数リンク型重機に於いて先端リンクが対象物より受ける反力荷重を推定する方法に係る。
【背景技術】
【０００２】
ニブラ重機や油圧ショベルの如き複数リンク型重機に於いては、必要な作業を安全に行うためにはニブラやバケットの如き先端リンクが対象物より受ける反力荷重、即ち引張り荷重や積荷荷重等を正確に推定する必要がある。
【０００３】
例えば下記の特許文献１には、アームとその先端に枢支されたバケットとを有する油圧ショベルに於いてバケットの積荷荷重を演算する装置が記載されている。この装置はアームの傾斜角を検出する傾斜角センサと、バケットを所定の積荷保持姿勢に維持したときのバケットの負荷圧を検出する圧力センサとを有し、これらのセンサの検出結果に基づいてバケット支持軸周りの力の釣り合いから積荷荷重を演算する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開平１０−２４５８７４号公報
【発明の概要】
【０００５】
〔発明が解決しようとする課題〕
油圧ショベルの如き複数リンク型重機は、一般に、重機本体により枢支されたブーム、ブームの先端により枢支されたアーム、アームの先端により枢支されたバケット等（先端リンク）を有している。かかる複数リンク型重機による作業に於いては、ブーム、アーム、バケット等が同時に複合的に駆動されるため、ブーム等のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いてバケット等が受ける反力荷重を正確に推定する必要がある。
【０００６】
しかるに上記特許文献１に記載されている如き従来の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置に於いては、ブーム、アーム、バケットが静止状態又はバケットが単純に上昇される場合でなければ、積荷荷重を演算することができない。従って当技術分野に於いてはブーム等のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於ける反力荷重を正確に且つ確実に推定することができる方法や装置が希求されている。
【０００７】
本発明は、複数リンク型重機に於いて反力荷重を推定する従来の装置に於ける上述の如き問題に鑑みてなされたものである。そして本発明の主要な課題は、ブーム等の複数のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いても先端リンクが対象物より受ける反力荷重を正確に且つ確実に推定することができる方法及び装置を提供することである。
〔課題を解決するための手段及び発明の効果〕
【０００８】
上述の主要な課題は、本発明によれば、相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、前記複数のリンクは重機本体により枢支された基幹リンクと対象物に必要な作用を行う先端リンクとを含む複数リンク型重機が対象物より前記先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法に於いて、各リンクを示す添え字をiとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線と前記作用点との間の距離をλｉとし、各リンクについて前記作用点に作用する反力荷重をＦｉとし、各リンクの回転角をθｉとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線の周りのトルクをτｉとして、各リンクについてラグランジェの運動方程式を導出し、前記回転角θｉを検出すると共に、前記トルクτｉを推定し、前記回転角θｉ及び前記トルクτｉに基づいて各リンクについての前記ラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算し、反力荷重Ｆｉに基づいて前記先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重Ｆを演算することを特徴とする複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法（請求項１の構成）、又は相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、前記複数のリンクは重機本体により枢支された基幹リンクと対象物に必要な作用を行う先端リンクとを含む複数リンク型重機が対象物より前記先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置に於いて、各リンクを示す添え字をiとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線と前記作用点との間の距離をλｉとし、各リンクについて前記作用点に作用する反力荷重をＦｉとし、各リンクの回転角をθｉとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線の周りのトルクをτｉとして、各リンクについてラグランジェの運動方程式を記憶する手段と、前記回転角θｉを検出する手段と、前記トルクτｉを推定する手段と、前記回転角θｉ及び前記トルクτｉに基づいて各リンクについての前記ラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算し、反力荷重Ｆｉに基づいて前記先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重Ｆを演算する演算手段と、を有することを特徴とする複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置（請求項９の構成）によって達成される。
【０００９】
上記前者の構成によれば、回転角θｉが検出されると共に、トルクτｉが推定され、回転角θｉ及びトルクτｉに基づいて各リンクについてのラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉが演算され、反力荷重Ｆｉに基づいて反力荷重Ｆが演算される。従って後に詳細に説明する如く、複数のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いても先端のリンクが受ける反力荷重を正確に且つ確実に推定することができる。
【００１０】
上記後者の構成によれば、上記前者の方法を容易に且つ確実に実行することができるので、複数のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いても先端のリンクが受ける反力荷重を容易に且つ確実に推定することができる。
【００１１】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記トルクτｉは各ピストン‐シリンダ装置に設置された軸力検出手段の検出結果に基づいて推定されるよう構成される（請求項２の構成）。
【００１２】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記トルクτｉを推定する手段は各ピストン‐シリンダ装置に設置された軸力検出手段を含んでいるよう構成される（請求項１０の構成）。
【００１３】
トルクτｉは各ピストン‐シリンダ装置に作用する軸力と一義的な関係にある。上記の構成によれば、各ピストン‐シリンダ装置に作用する軸力が軸力検出手段によって検出されるので、例えば各リンクの枢軸に於けるトルクを検出したりすることなくトルクτｉを推定することができる。
【００１４】
また本発明によれば、前記回転角θｉは各リンクに設置された角速度センサの検出結果に基づいて求められるよう構成される（請求項３の構成）。また前記回転角θｉを検出する手段は各リンクに設置された角速度センサを含んでいるよう構成される（請求項１１の構成）。
【００１５】
これらの構成によれば、角速度センサによって各リンクの角速度が検出されるので、各リンクの角速度に基づいて回転角θｉを求めることができる。
【００１６】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記回転角θｉは各ピストン‐シリンダ装置に設置されピストンとシリンダとの相対変位を検出する変位計の検出結果に基づいて求められるよう構成される（請求項４の構成）。
【００１７】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記回転角θｉを検出する手段は各ピストン‐シリンダ装置に設置されピストンとシリンダとの相対変位を検出する変位計を含んでいるよう構成される（請求項１２の構成）。
【００１８】
回転角θｉは各ピストン‐シリンダ装置の伸縮変位と一義的な関係がある。上記の構成によれば、変位計によって各ピストンとシリンダとの相対変位が検出されるので、各リンクの傾斜角等を検出することなく回転角θｉを検出することができる。
【００１９】
また本発明によれば、前記軸力検出手段は歪みゲージであるよう構成される（請求項５及び１３の構成）。
【００２０】
上記の構成によれば、歪みゲージはピストン‐シリンダ装置の表面に取付けられればよいので、各ピストン‐シリンダ装置の改変を要することなく各ピストン‐シリンダ装置に作用する軸力を検出することができる。
【００２１】
また本発明によれば、ラグランジェ関数をＬとし、摩擦による損失エネルギをＢとして、ラグランジェの運動方程式は
【数１】
上記式１にて表されるよう構成される（請求項６及び１４の構成）。
【００２２】
上記の構成によれば、検出された回転角θｉ及び推定されたトルクτｉに基づいて各リンクについて上記式１のラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算することができる。
【００２３】
また本発明によれば、前記先端リンクの前記作用点に既知の荷重を負荷して各リンクを駆動することにより前記ラグランジェの運動方程式の未知数を決定するよう構成される（請求項７の構成）。
【００２４】
上記の構成によれば、先端リンクの作用点に既知の荷重を負荷して各リンクが駆動されるので、ラグランジェの運動方程式の未知数を正確に決定することができる。
【００２５】
また本発明によれば、前記複数リンク型重機は前記基幹リンクと、前記先端リンクと、一端にて前記基幹リンクの前記枢軸線とは反対側の端部に枢動可能に連結され且つ他端にて前記先端リンクの前記作用点とは反対側の端部に枢動可能に連結された中間リンクとを有するよう構成される（請求項８及び１５の構成）。
【００２６】
上記の構成によれば、基幹リンクと、先端リンクと、中間リンクとを有する複数リンク型重機が対象物より先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定することができる。
〔課題解決手段の好ましい態様〕
【００２７】
本発明の一つの好ましい態様によれば、上記の構成に於いて、複数リンク型重機はニブラ重機であり、先端リンクはニブラ装置であるよう構成される。
【００２８】
本発明の他の一つの好ましい態様によれば、上記の構成に於いて、ラグランジェの運動方程式の未知数は摩擦損失を決定する粘性係数及びピストン‐シリンダ装置の軸力をトルクに変換するための換算係数βｉであるよう構成される。
【図面の簡単な説明】
【００２９】
【図１】本発明による反力荷重推定装置の一つの実施形態が適用された複数リンク型重機としてのニブラ重機を示す側面図である。
【図２】ニブラ重機全体及び各リンクについての座標系を示す説明図である。
【図３】リンク相互の角度、油圧シリンダ装置の軸線が対応するリンクに対しなす角度等を示す説明図である。
【図４】ブームの重機本体側の枢軸線と各リンクの重心との間の距離ａｉ及び枢軸線と各リンクの重心とを結ぶ直線が水平方向に対しなす角度θａｉを示す説明図である。
【図５】実施形態の反力荷重推定装置を示すブロック図である。
【図６】実施形態に於いて反力荷重推定装置を使用して行われる反力荷重Ｆ(t)を推定する手順を示すフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００３０】
以下に添付の図を参照しつつ、本発明を好ましい実施形態について詳細に説明する。
【００３１】
図１は本発明による反力荷重推定装置の一つの実施形態が適用された複数リンク型重機としてのニブラ重機を示す側面図である。
【００３２】
図１に於いて、１０及び１２はそれぞれニブラ重機及び反力荷重推定装置を全体的に示しており、反力荷重推定装置１２はニブラ重機１０に搭載されている。ニブラ重機１０はクローラ１４により走行可能な下部走行体１６と、下部走行体１６に旋回自在に搭載された上部旋回体１８とを含み、下部走行体１６及び上部旋回体１８は重機本体２０を構成している。上部旋回体１８にはキャビン２２が設けられており、キャビン２２に搭乗する運転者によってクローラ１４によるニブラ重機１０の移動、上部旋回体１８の旋回、上部旋回体１８に装備された作業アタッチメント２４の操作等が行われる。
【００３３】
作業アタッチメント２４は基幹リンクとしてのブーム２６と、中間リンクとしてのアーム２８と、先端リンクとしてのニブラ装置３０とを含んでいる。ブーム２６は重機本体２０の側の端部にて枢軸線３２の周りに上部旋回体１８の前後方向及び上下方向を含む枢動平面に沿って枢動可能に枢支され、重機本体２０とは反対の側の端部にて枢軸線３４の周りに枢動平面に沿って枢動可能にアーム２８の一端を枢支している。アーム２８の他端は枢軸線３６の周りに枢動平面に沿って枢動可能にニブラ装置３０の一端を枢支している。枢軸線３２を郭定する枢軸は上部旋回体１８に対するブーム２６の支持軸として機能し、枢軸線３４を郭定する枢軸はブーム２６に対するアーム２８の支持軸として機能し、枢軸線３６を郭定する枢軸はアーム２８に対するニブラ装置３０の支持軸として機能する。
【００３４】
ニブラ装置３０はブラケット３８Ａが一体に設けられブラケット３８Ａにてアーム２８の他端に枢支された支持フレーム３８と、回転軸線４０の周りに回転可能に支持フレーム３８に支持されたニブラ本体４２とを有している。ニブラ本体４２は回転軸線４０に対し図１の紙面に垂直な方向の両側にて互いに平行に隔置された枢軸線４４Ａ及び４４Ｂの周りに枢動可能に一対の可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂを支持している。可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂは油圧シリンダ装置（図示せず）によりニブラ本体４２に対し相対的に枢動されることにより、それらの先端の爪部４８Ａ及び４８Ｂが互いに隔置される開位置と爪部４８Ａ及び４８Ｂが互いに係合する閉位置との間に駆動される。爪部４８Ａ及び４８Ｂは閉位置にあるときには回転軸線４０上にて互いに係合し、或いはそれらの間に対象物を挾持するようになっている。
【００３５】
ブーム２６の中央部の下側に一体的に設けられたブラケット２６Ａには油圧シリンダ装置５０の一端が枢支され、油圧シリンダ装置５０の他端は上部旋回体１８に枢支されている。ブーム２６の中央部の上側に一体的に設けられたブラケット２６Ｂには油圧シリンダ装置５２の一端が枢支され、油圧シリンダ装置５２の他端はアーム２８の重機本体２０の側の端部に一体的に設けられたブラケット２８Ａに枢着されている。
【００３６】
またブラケット２８Ａには油圧シリンダ装置５４の一端が枢支され、油圧シリンダ装置５４の他端は連結リンク５６及び５８の一端に枢着されている。連結リンク５６の他端はニブラ装置３０のブラケット３８Ａに枢支され、連結リンク５８の他端はアーム２８の先端近傍の部分に枢支されている。アーム２８、ニブラ装置３０、連結リンク５６及び５８は互いに共働して四節リンク機構を構成している。
【００３７】
油圧シリンダ装置５０〜５４はシリンダ−ピストン装置として機能し、伸縮することにより作業アタッチメント２４を駆動する。特に油圧シリンダ装置５０は上部旋回体１８に対し相対的にブーム２６を枢軸線３２の周りに枢動させる。油圧シリンダ装置５２はブーム２６に対し相対的にアーム２８を枢軸線３４の周りに枢動させる。油圧シリンダ装置５４はアーム２８に対し相対的にニブラ装置３０を枢軸線３６の周りに枢動させる。
【００３８】
かくして作業アタッチメント２４は相対的に枢動可能に直列的に連結された三つのリンク、即ちブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０よりなっている。ニブラ本体４２は作業アタッチメント２４のブーム２６等が複合的に駆動されることにより上下方向及び水平方向へ移動可能であり、また支持フレーム３８に対し相対的に回転軸線４０の周りに回転可能である。一対の可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂはそれらが開位置と閉位置との間に駆動されることにより、ハーネスの如き対象物を把持したり解放したりすることができる。よってニブラ重機１０は対象物を引き上げたり、押し下げたり、横方向へ移動させたりすることができる。
【００３９】
次に上述の如く構成されたニブラ重機１０に適用された本発明による反力荷重推定装置１２が一対の可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂの先端部にて対象物より受ける反力荷重の推定原理について説明する。
（１）ラグランジェの運動方程式
【００４０】
ラグランジェ法は、運動の記述に適した一般化座標を考え、一般化座標にて表されたエネルギから運動方程式を導く方法であり、その運動方程式がラグランジェの運動方程式である。
【００４１】
添え字iは各リンクを示し、特にｉ＝１はブーム２６を示し、ｉ＝２はアーム２８を示し、ｉ＝３はニブラ装置３０を示すものとする。図１には示されていないが、ニブラ装置３０の作用点Ｐa、即ち可動爪部材４６Ａ及び４６Ｂの先端部が対象物を把持する領域の中心に於いて対象物より反力荷重Ｆを受けるものとする。また各リンクについて支持軸の軸線と作用点Ｐaとの間の距離（「反力荷重の作用半径」という）をλｉとし、各リンクが作用点Ｐaにて対象物より受ける反力荷重をＦｉとする。各リンクの支持軸の軸線の周りの回転角をθｉとし、各リンクの支持軸の軸線の周りのトルクをτｉとする。ラグランジェ関数をＬとし、摩擦による損失エネルギをＢとすると、各リンクについてラグランジェの運動方程式は下記の式１により表される。
【数２】
【００４２】
回転角θｉ及びトルクτｉを検出し又は推定し、各リンクについての上記式１を解くことによって荷重Ｆｉを求めることができ、ニブラ重機１０が対象物よりニブラ装置３０の作用点Ｐaにて受ける反力荷重Ｆを荷重Ｆｉに基づいて推定することができる。
（２）回転角θｉの検出
【００４３】
図１に示されている如く、各リンク、即ちブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の側面には角速度センサ（ジャイロセンサ）６０〜６４が取り付けられている。角速度センサ６０、６２、６４はそれぞれブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の角速度ω１、ω2、ω3を検出する。よって角速度ω１、ω2、ω3を積分することにより回転角θｉを求めることができる。
【００４４】
尚、油圧シリンダ装置５０〜５４の伸縮長さ（シリンダに対するピストンの相対変位量）を変位計により検出することによっても各リンクの回転角θｉを求めることができる。しかし角速度センサによれば、三つのリンクの上下方向の枢動及び上部旋回体１８の旋回による水平方向の枢動の合計で６動作の角速度を直接検出することができ、また下部走行体１６に対する上部旋回体１８の旋回をも検出することができるという利点が得られる。
（３）各リンクの運動方程式
【００４５】
図２に示されている如く、上部旋回体１８の前後方向を下部走行体１６の前後方向に整合させて固定し、Ｘ軸を上部旋回体１８の前後方向にとり、Ｙ軸を上下方向にとり、Ｙ軸をＸ軸及びＹ軸に垂直な方向にとって全体の座標系とする。
【００４６】
また作業アタッチメント２４の枢動平面内にて、枢軸線３２を原点とし、枢軸線３２と枢軸線３４とを結ぶ方向をｘ1軸の方向とし、ｙ1軸の方向をｘ1軸に垂直な上方方向として、ブーム２６の座標軸を設定する。同様に作業アタッチメント２４の枢動平面内にて、枢軸線３４を原点とし、枢軸線３４と枢軸線３６とを結ぶ方向をｘ2軸の方向とし、ｙ2軸の方向をｘ2軸に垂直な上方方向として、アーム２８の座標軸を設定する。更に作業アタッチメント２４の枢動平面内にて、枢軸線３６を原点とし、枢軸線３６と作用点Ｐa３とを結ぶ方向をｘ3軸の方向とし、ｙ3軸の方向をｘ3軸に垂直な上方方向として、ニブラ装置３０の座標軸を設定する。
【００４７】
図２に示されている如く、ブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の重心をそれぞれ２６Ｇ、２８Ｇ、３０Ｇとし、各座標系に於ける重心の座標を（ｒx1,ｒy1）、（ｒx2,ｒy2）、（ｒx3,ｒy3）とする。各座標系について原点から重心２６Ｇ、２８Ｇ、３０Ｇまでの距離ｒｉは下記の式２により表される。
ｒｉ＝（ｒxi２＋ｒyi２）１／２ …２
（３−１）ラグランジェ関数
【００４８】
各リンクの運動エネルギをｋｉとし、ポテンシャルエネルギをφｉとする。また各リンクの質量をｍｉとし、各リンクの重心に於ける速度をＶｇｉとする。更に各リンクの支持軸周りの慣性モーメントをＩｉとし、地面の如き予め設定された高さを基準に見た場合の各リンクの重心の高さをＰｇｉとし、重力加速度をｇとする。ラグランジェ関数Ｌは運動エネルギＴとポテンシャルエネルギＵとの差Ｔ−Ｕであるので、下記式３により表される。
【数３】
【００４９】
ブーム２６の傾斜角、即ちブーム２６の座標系のｘ1軸が水平方向に対しなす角度をθ1とする。ブーム２６に対するアーム２８の傾斜角、即ちアーム２８の座標系のｘ2軸がｘ1軸に対しなす角度をθ2とする。アーム２８に対するニブラ装置３０の傾斜角、即ちニブラ装置３０の座標系のｘ3軸がｘ2軸に対しなす角度をθ3とする。またブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の有効長さ、即ち枢軸線３２と枢軸線３４との間の距離、枢軸線３４と枢軸線３６との間の距離、枢軸線３６と作用点Ｐaとの間の距離をそれぞれｌ１、ｌ２、ｌ３とする。枢軸線３２の周りの各リンクの慣性モーメントをＩωgｉとする。ラグランジェ関数Ｌは上記式３に対応する下記式４により表される。
【００５０】
【数４】
（３−２）摩擦損失
【００５１】
摩擦損失として粘性摩擦を想定し、粘性係数をｃｉとすると、ブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の摩擦による損失エネルギＢについてそれぞれ下記の式５〜式７が成立する。
【数５】
（３−３）反力荷重の作用半径
【００５２】
ブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の反力荷重の作用半径λｉはそれぞれ下記の式８〜式１０により表される。
【数６】
（３−４）ブーム２６の運動方程式
【００５３】
ブーム２６の運動方程式はｉ＝１であるので上記式１に対応する下記の式１１により表される。
【数７】
（３−５）アーム２８の運動方程式
【００５４】
アーム２８の運動方程式はｉ＝２であるので上記式１に対応する下記の式１２により表される。
【数８】
（３−６）ニブラ装置３０の運動方程式
【００５５】
ニブラ装置３０の運動方程式はｉ＝３であるので上記式１に対応する下記の式１３により表される。
【数９】
（４）トルクτｉの検出
【００５６】
一般に枢動するリンクのトルクはその枢軸のトルクや枢軸表面の歪みを検出することにより求めることができる。しかし油圧シリンダ装置により枢動される各リンクの枢軸にはトルクが発生しないので、枢軸のトルクや枢軸表面の歪みを検出することにより各リンクのトルクを求めることはできない。
【００５７】
これに対し各リンクは油圧シリンダ装置により枢動されるので、油圧シリンダ装置の軸力は各リンクのトルクに対応している。また油圧シリンダ装置の軸力はピストンロッドの長手方向の歪みに比例している。よってピストンロッドの長手方向の歪みを例えば図１に示されている如く歪みゲージ７０〜７４によって検出することにより、既存のニブラ重機に対し構造の変更や改変を加えることなく各リンクのトルクτｉを求めることができる。
（４−１）歪みゲージの設置
【００５８】
歪みゲージが単軸ゲージである場合には、ピストンロッドの軸線を通り各リンクの枢動平面に垂直な径方向に対向する二つの位置にてピストンロッドの連結端部（非可動部）の表面に二つの単軸ゲージが貼付され、それらの検出値の平均値が検出歪みとされる。また歪みゲージがクロスゲージである場合には、上記二つの位置の何れかに一つのクロスゲージが貼付され、その検出値に基づいて軸線に沿う方向の歪みが演算され、該歪みが検出歪みとされる。尚歪みゲージがクロスゲージである場合にも単軸ゲージの場合と同様に二つのゲージが貼付され、それらの検出値の平均値が検出歪みとされてもよい。
（４−２）各リンクのトルク式
【００５９】
各リンクの枢動速度をｅｉとし、油圧シリンダ装置の油圧動力をＯｉとし、油圧シリンダ装置の油圧をＰｉとし、油圧シリンダ装置に対するオイルの流量をＱｉとすると、各リンクのトルクτｉは下記の式１４により表される。
【００６０】
τｉ＝Ｏｉ／ｅｉ
＝Ｐｉ×Ｑｉ／ｅｉ …１４
【００６１】
また各リンクのトルクτｉは支持軸と油圧シリンダ装置の枢着点とを結ぶ線分と油圧シリンダ装置の軸線とがなす角度に依存する。各リンクの初期トルクをτｉｎとし、油圧シリンダ装置の伸縮によりトルク発生方向に作用する力成分をΔＰｉｒとし、油圧シリンダ装置を構成する材料のヤング率をＥとする。また油圧シリンダ装置のピストンロッドの軸線方向の検出歪みをεｉとし、検出歪みεｉに対する補正歪みをΔεｉｘとし、検出歪みをトルクに変換するための換算係数をβｉとする。更に検出歪みよりトルク作用方向の歪み成分を求めるための変換関数をｄｉ(θｉx)とし、トルクの周期をeｉ(θｉ，ωｉ)とする。尚換算係数βｉは後述の如く予備試験により決定される。
【００６２】
各リンクのトルクτｉは以上の値を使用して上記式１４に対応する下記の式１５により表される。尚式１５に於いて、rｉは各リンクのトルク作用半径であり、αｉは各各油圧シリンダ装置のシリンダとピストンとの相対変位量であり、sｉは各油圧シリンダ装置のシリンダ断面積である。
【数１０】
（４−３）変換関数ｄｉ(θｄｉ)
【００６３】
図３に示されている如く、ブーム２６の枢軸線３２と油圧シリンダ装置５０の一端の数軸線とを結ぶ直線が油圧シリンダ装置５０の軸線に対しなす角度をθｄ１とする。またアーム２８の枢軸線３４と油圧シリンダ装置５２の一端の数軸線とを結ぶ直線が油圧シリンダ装置５２の軸線に対しなす角度をθｄ２とする。更に連結リンク５６の軸線が油圧シリンダ装置５４の軸線に対しなす角度をθｄ３２とし、連結リンク５６の軸線がニブラ装置３０の枢軸線３６と連結リンク５６の他端の枢軸線とを結ぶ直線に対しなす角度をθｄ３３とする。また連結リンク５８の軸線が油圧シリンダ装置５４の軸線に対しなす角度をθｄ４１とし、連結リンク５８の軸線がニブラ装置３０の枢軸線３６と連結リンク５８の他端の枢軸線とを結ぶ直線に対しなす角度をθｄ４０とする。検出歪みよりトルク作用方向の歪み成分を求めるための変換関数をｄｉ(θｉx)はブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０についてそれぞれ下記の式１６〜１８により表される。
【００６４】
ｄ１(θ１x)＝sinθｄ１ …１６
ｄ２(θ２x)＝sinθｄ２ …１７
ｄ３(θ３x)＝cosθｄ４１sinθｄ４０−cosθｄ３２sinθｄ３３ …１８
（４−４）初期トルクτｉｎ
【００６５】
図２に示されている如く、ブーム２６の両端の枢軸線３２及び３４を結ぶ直線２６Ｌが水平方向に対しなす角度をθ１とする。アーム２８の両端の枢軸線３４及び３６を結ぶ直線２８Ｌが直線２６Ｌに対しなす角度をθ２とする。更にニブラ装置３０の枢軸線３６と作用点Ｐaとを結ぶ直線３０Ｌが直線２８Ｌに対しなす角度をθ３とする。
【００６６】
図４に示されている如く、枢軸線３２とブーム２６の重心２６Ｇとの間の距離をａ１とし、枢軸線３２とアーム２８の重心２８Ｇとの間の距離をａ２とし、枢軸線３２とニブラ装置３０の重心３０Ｇとの間の距離をａ３とする。また枢軸線３２とブーム２６の重心２６Ｇとを結ぶが水平方向に対しなす角度をθａ１とし、枢軸線３２とアーム２８の重心２８Ｇとを結ぶが水平方向に対しなす角度をθａ２とし、枢軸線３２とニブラ装置３０の重心３０Ｇとを結ぶが水平方向に対しなす角度をθａ３とする。
【００６７】
ブーム２６の重心２６Ｇに作用する重力によるモーメントのアーム長さをｘｇ１とし、アーム２８の重心２８Ｇに作用する重力によるモーメントのアーム長さをｘｇ2とし、ニブラ装置３０の重心３０Ｇに作用する重力によるモーメントのアーム長さをｘｇ３とする。ブーム２６の初期トルクτ１ｎ、アーム２８の初期トルクτ２ｎ、ニブラ装置３０の初期トルクτ３ｎはそれぞれ下記の式１９〜２１により表される。
【００６８】
【数１１】
【数１２】
【数１３】
（４−５）補正歪みΔεｉｘ
【００６９】
各油圧シリンダ装置のピストンロッドに発生する歪みには、各油圧シリンダ装置自身の作動に伴い発生する本来の歪みに加えて、計測ノイズによる歪みεｉ_noszeが含まれており、また当該油圧シリンダ装置が静止していても他の油圧シリンダ装置が作動することによりリンクに対する重力の作用方向が変化することに起因する歪みεｉｘ_ｇｒａｖが含まれている。重力の影響を補正するための補正係数をαｉｘとすると、各リンクの補正歪みΔεｉｘは下記の式２２により表される。
【数１４】
（４−６）トルクの周期eｉ(θｉ，ωｉ)
【００７０】
作業アタッチメント２４がニブラ装置３０の作用点Ｐaにて対象物より受ける反力荷重はニブラ装置３０が対象物に対し行う持ち上げ等の作用の周期的変動に応じて周期的に変動する。よって各リンクのトルクの周期も各リンクの角度θｉ及び角速度ωｉの周期的変動に応じて周期的に変動する。各リンクのトルクに対する角度θｉの周期比をυθiとし、各リンクのトルクに対する角速度ωｉの周期比をυωiとすると、各リンクのトルクの周期eｉ(θｉ，ωｉ)は下記の式２３により表されてよいと考えられる。
eｉ(θｉ，ωｉ)＝υθiθｉ＋υωiωｉ …２３
【００７１】
尚、各リンクの重心に作用する重力によるモーメントのアーム長さのうち基幹リンクとしてのブーム２６のアーム長さが最も大きい。またブーム２６の油圧シリンダ装置５０の作動によりすべてのリンクが駆動され、各リンクの油圧シリンダ装置の力の作用方向のうち最も上下方向に近いのはブーム２６の油圧シリンダ装置５０である。よってブーム２６の油圧シリンダ装置５０はアーム２８の油圧シリンダ装置５２及びニブラ装置３０の油圧シリンダ装置５４よりも重力による影響及び枢動速度による影響を受け易い。
（５）予備試験
【００７２】
ニブラ装置３０が無負荷の状態、即ちニブラ装置３０に錘りが吊り下げられていない状態で、各リンクを単独で動作させた際の計測角速度及び計測歪みをそれぞれωｉｎ及び計測歪みεｉｎとし、各リンクのトルクの周期をeｉn(θｉn，ωｉn)とする。ラグランジェ関数から得られる一般化力Jｉｎは下記の式２４により表される。
【数１５】
【００７３】
またニブラ装置３０の作用点Ｐaに負荷が与えられた状態、即ちニブラ装置３０に重さＷの錘りが吊り下げられた状態で、各リンクを単独で動作させた際の計測角速度及び計測歪みをそれぞれωｉｆ及びεｉｆとする。また各リンクの初期トルクをτｉｆとし、各リンクのトルクの周期をeｉf(θｉf，ωｉf)とする。ラグランジェ関数から得られる一般化力Jｉｆは下記の式２５により表される。
【数１６】
【００７４】
式２４及び２５には未知数である粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉが含まれているが、式２４及び２５を連立方程式として解くことにより粘性係数をｃｉ及び換算係数βｉを求めることができる。
【００７５】
よってニブラ装置３０が無負荷の状態及びニブラ装置３０に重さＷの錘りが吊り下げられた状態について予備試験を行うことにより、各リンクの運動方程式である上記式１１〜１３に含まれる粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉを決定することができる。
（５−１）初期位置での計測
【００７６】
作業アタッチメント２４をニブラ重機１０の用途に応じた標準位置に位置決めすることにより、ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態の両方について各アームが初期位置に設定される。例えばニブラ重機１０が解体される自動車のワイヤハーネスの引き剥し作業に使用される場合には、各アームがワイヤハーネスの引き剥し基礎試験時と実質的に同一の位置に設定される。そして各アームが初期位置に設定された状況に於いて各アームの運動方程式に含まれる角度θｉ等が計測される。
（５−２）ブーム２６についての予備試験
【００７７】
ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態の両方について、油圧シリンダ装置５０を伸縮させることによりブーム２６を枢軸線３２の周りに枢動させる。そしてその際のブーム２６の角速度ω１及び油圧シリンダ装置５０のピストンロッドの歪みε１をそれぞれ角速度センサ６０及び歪みゲージ７０によって検出する。
（５−３）アーム２８についての予備試験
【００７８】
ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態の両方について、油圧シリンダ装置５２を伸縮させることによりアーム２８を枢軸線３４の周りに枢動させる。そしてその際のアーム２８の角速度ω２及び油圧シリンダ装置５２のピストンロッドの歪みε２をそれぞれ角速度センサ６２及び歪みゲージ７２によって検出する。
（５−４）ニブラ装置３０についての予備試験
【００７９】
ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態の両方について、油圧シリンダ装置５４を伸縮させることによりニブラ装置３０を枢軸線３６の周りに枢動させる。そしてその際のニブラ装置３０の角速度ω３及び油圧シリンダ装置５４のピストンロッドの歪みε３をそれぞれ角速度センサ６４及び歪みゲージ７４によって検出する。
【００８０】
尚以上の各アームの予備試験に於いては、ニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態についての予備試験の開始前に、角速度センサ及び歪みゲージがリセットされる。また各アームの枢動角度は１５〜３０°程度に設定され、各アームはニブラ装置３０が無負荷の状態及び負荷ありの状態について実質的に同一の枢動速度にて駆動される。
（６）予備試験の運動方程式の解法
（６−１）時間変数の取り扱い
【００８１】
上記式２４及び２５は時間変数を含んでいる。よってこれらの式を連立方程式として解く際には、未知数である粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉを変動させながら計測時間全体に於ける波形の一致度合を反復法により調べることにより、未知数を効率的に求めることができる。
（６−２）ニブラ装置３０が負荷ありの状態での一般化力Jｉｆの計算
【００８２】
上記式２５の一般化力Jｉｆはニブラ装置３０の重量、重心位置、慣性モーメントが錘りの負荷によって変化した場合の一般化力Jである。ニブラ装置３０が負荷ありの状態でのニブラ装置３０の重量ｍ３′、重心位置のｘ座標ｒ３ｘ′、重心位置のｙ座標ｒ３ｙ′、ニブラ装置３０の枢軸線３６と重心との距離ｒ３′、ニブラ装置３０の慣性モーメントＩωg３はそれぞれ下記の式２６〜３０により表される。よって上記式２５は上記式２４に於けるニブラ装置３０の重量ｍ３等を下記の式２６〜３０により表される値に置き換えたものと等価である。
【数１７】
（７）各リンクの運動方程式の解法
（７−１）反復法
【００８３】
時間変数を含めて上記式１１〜１３の運動方程式を実際に解くに当たっては、上記式２６〜３０の錘りの重さＷを未知数とし、上記式１１〜１３の反力荷重ＦｉをＷｇに置き換えて解を反復的に求めることが実用的である。反力荷重Ｆｉを反復的に変化させる大ききは大きくないことが好ましいが、歪みの検出誤差を考慮すると、反力荷重Ｆｉを反復的に変化させる大ききが小さすぎても反力荷重Ｆｉを正確に求めることができない。
（７−２）反力荷重
【００８４】
時間ｔの変数である反力荷重Ｆ(t)は下記の式３１により表される。尚下記の式３１のmaxは｛｝内の値のうちの最大値を意味する。
Ｆ(t)＝max｛Ｆ１(t), Ｆ２(t), Ｆ３(t)｝ …３１
【００８５】
次に反力荷重推定装置１２の構成及び上述の反力荷重の推定原理に基づいて行われる反力荷重Ｆ(t)の推定手順について説明する。
【００８６】
図５は実施形態の反力荷重推定装置１２を示すブロック図である。図５に示されている如く、反力荷重推定装置１２は電子制御装置８０と、電子制御装置８０に対し必要な指令や情報を入力するための入力装置８２と、電子制御装置８０による演算結果などを表示するディスプレイ８４とを含んでいる。尚電子制御装置８０は反力荷重推定装置１２がニブラ重機１０に搭載される構成の場合にはマイクロコンピュータであってよく、また評価試験装置としてニブラ重機１０に取り外し可能に適用される構成の場合にはパーソナルコンピュータであってよい。
【００８７】
電子制御装置８０には角速度センサ６０〜６４により検出されたブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０の角速度ω１、ω2、ω3を示す信号が入力される。また電子制御装置８０には歪みゲージ７０〜７４により検出された油圧シリンダ装置５０〜５４のピストンロッドに発生する歪みε１、ε2、ε3を示す信号が入力される。電子制御装置８０は必要に応じて上述の種々の式に従って演算を行う。
【００８８】
角速度センサ６０〜６４及び歪みゲージ７０〜７４はケーブルにより電子制御装置８０に接続されていてもよく、また角速度センサ６０〜６４及び歪みゲージ７０〜７４の少なくとも一方のセンサが無線式に電子制御装置８０に接続されていてもよい。特に一方のセンサがケーブルにより電子制御装置８０に接続され、他方のセンサが無線式に電子制御装置８０に接続される場合には、センサの検出値に対し時間的な同期を取るための処理が行われることが好ましい。
【００８９】
図６は実施形態に於いて反力荷重推定装置１２を使用して行われる反力荷重Ｆ(t)を推定する手順を示すフローチャートである。
【００９０】
まずステップ１０に於いては未知数、即ち粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉが既に決定されているか否かの判別が行われ、既に未知数が決定されているときには肯定判別が行われて手順はステップ４０へ進む。これに対し未知数がまだ決定されていないときには否定判別が行われて手順はステップ２０へ進む。
【００９１】
ステップ２０に於いては上記「（５−２）ブーム２６についての予備試験」〜「（５−４）ニブラ装置３０についての予備試験」に記載の要領にて各リンクが駆動され、各リンクの角速度ωｉ及び油圧シリンダ装置のピストンロッドの歪みεｉが検出される。
【００９２】
ステップ３０に於いては上記「（５）予備試験」に記載の要領にて各リンクについて上記式２４及び２５を連立方程式として解くことにより各リンクについて未知数である粘性係数ｃｉ及び換算係数βｉが演算される。
【００９３】
ステップ４０に於いてはブーム２６、アーム２８、ニブラ装置３０が同時複合的に駆動されると共に、ブーム２６等の角速度及び油圧シリンダ装置のピストンロッドの歪みが検出される。即ちブーム２６が枢軸線３２の周りに予め設定された角度枢動され、アーム２８が枢軸線３４の周りに予め設定された角度枢動され、ニブラ装置３０が枢軸線３６の周りに予め設定された角度枢動される。そしてブーム２６の角速度ω１、油圧シリンダ装置５０のピストンロッドの歪みε１、アーム２８の角速度ω２、油圧シリンダ装置５２のピストンロッドの歪みε２、ニブラ装置３０の角速度ω３、油圧シリンダ装置５４のピストンロッドの歪みε３が検出される。
【００９４】
ステップ５０に於いては検出された角速度ω１及び歪みε１に基づいてステップ３０に於いて決定された粘性係数ｃ１及び換算係数β１を使用する上記式１１に従ってブーム２６についての反力荷重Ｆ１(t)が演算される。また検出された角速度ω２及び歪みε２に基づいてステップ３０に於いて決定された粘性係数ｃ２及び換算係数β２を使用する上記式１２に従ってアーム２８についての反力荷重Ｆ２(t)が演算される。更に検出された角速度ω３及び歪みε３に基づいてステップ３０に於いて決定された粘性係数をｃ３及び換算係数β３を使用する上記式１３に従ってニブラ装置３０についての反力荷重Ｆ３(t)が演算される。
【００９５】
ステップ６０に於いてはステップ５０に於いて演算された反力荷重Ｆ１(t)、Ｆ２(t)、Ｆ３(t)に基づいて上記式３１に従って最終的な反力荷重Ｆ(t)が演算される。
【００９６】
かくして上述の実施形態の推定方法によれば、ブーム等の複数のリンクが同時に複合的に駆動される状況に於いても先端リンクとしてのニブラ装置３０が対象物より受ける反力荷重を正確に且つ確実に推定することができることが解る。
【００９７】
また上述の実施形態の推定装置によれば、上述の実施形態の推定方法を確実に且つ効率的に実行して反力荷重を正確に且つ確実に推定することができることが解る。
【００９８】
更に上述の実施形態によれば、回転角θｉを検出する手段は各リンクに設置された角速度センサを含んでおり、油圧シリンダ装置の軸力を検出する手段は歪みゲージである。よってニブラ重機１０に対し構造の変更や改変を加えることなく各リンクの回転角θｉやトルクτｉを求めることができることが解る。
【００９９】
以上に於いては本発明を特定の実施形態について詳細に説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されるものではなく、本発明の範囲内にて他の種々の実施形態が可能であることは当業者にとって明らかであろう。
【０１００】
例えば上述の実施形態に於いては、複数リンク型重機は解体される自動車のワイヤハーネスの引き剥し作業等に使用されるニブラ重機１０である。しかし本発明が適用される複数リンク型重機は例えば先端リンクがバケットである油圧ショベルの如く、相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、先端リンクにて対象物に必要な作用を行う任意の複数リンク型重機であってよい。
【０１０１】
また上述の実施形態に於いては、ニブラ重機１０は基幹リンクとしてのブーム２６、中間リンクとしてのアーム２８、先端リンクとしてのニブラ装置３０の三つのリンクを有している。しかし本発明が適用される複数リンク型重機は二つのリンクを有するものであってもよく、また四つ以上のリンクを有するものであってもよい。
【０１０２】
また上述の実施形態に於いては、各リンクは油圧シリンダ装置の伸縮によって枢動されるようになっているが、各リンクは油圧シリンダ装置以外の装置によって枢動されてもよい。
【０１０３】
また上述の実施形態に於いては、各油圧シリンダ装置の軸力を検出する手段は歪みゲージであるが、各油圧シリンダ装置の軸力は例えば荷重センサの如く歪みゲージ以外の手段によって検出されてもよい。
【符号の説明】
【０１０４】
１０…ニブラ重機、１２…反力荷重推定装置、１６…下部走行体、１８…上部旋回体、２４…作業アタッチメント、２６…ブーム、２８…アーム、３０…ニブラ装置、４２…ニブラ本体、４６Ａ，４６Ｂ…可動爪部材、５０〜５４…油圧シリンダ装置、６０〜６４…角速度センサ、７０〜７４…歪みゲージ、８０…電子制御装置
【特許請求の範囲】
【請求項１】
相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、前記複数のリンクは重機本体により枢支された基幹リンクと対象物に必要な作用を行う先端リンクとを含む複数リンク型重機が対象物より前記先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法に於いて、
各リンクを示す添え字をiとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線と前記作用点との間の距離をλｉとし、各リンクについて前記作用点に作用する反力荷重をＦｉとし、各リンクの回転角をθｉとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線の周りのトルクをτｉとして、各リンクについてラグランジェの運動方程式を導出し、
前記回転角θｉを検出すると共に、前記トルクτｉを推定し、
前記回転角θｉ及び前記トルクτｉに基づいて各リンクについての前記ラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算し、
反力荷重Ｆｉに基づいて前記先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重Ｆを演算する
ことを特徴とする複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項２】
前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記トルクτｉは各ピストン‐シリンダ装置に設置された軸力検出手段の検出結果に基づいて推定されることを特徴とする請求項１に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項３】
前記回転角θｉは各リンクに設置された角速度センサの検出結果に基づいて求められることを特徴とする請求項１又は２に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項４】
前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記回転角θｉは各ピストン‐シリンダ装置に設置されピストンとシリンダとの相対変位を検出する変位計の検出結果に基づいて求められることを特徴とする請求項１又は２に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項５】
前記軸力検出手段は歪みゲージであることを特徴とする請求項２に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項６】
ラグランジェ関数をＬとし、摩擦による損失エネルギをＢとして、前記ラグランジェの運動方程式は
【数１８】
上記式１にて表されることを特徴とする請求項１乃至５の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項７】
前記先端リンクの前記作用点に既知の荷重を負荷して各リンクを駆動することにより前記ラグランジェの運動方程式の未知数を決定することを特徴とする請求項１乃至６の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項８】
前記複数リンク型重機は前記基幹リンクと、前記先端リンクと、一端にて前記基幹リンクの前記枢軸線とは反対側の端部に枢動可能に連結され且つ他端にて前記先端リンクの前記作用点とは反対側の端部に枢動可能に連結された中間リンクとを有することを特徴とする請求項１乃至７の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項９】
相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、前記複数のリンクは重機本体により枢支された基幹リンクと対象物に必要な作用を行う先端リンクとを含む複数リンク型重機が対象物より前記先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置に於いて、
各リンクを示す添え字をiとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線と前記作用点との間の距離をλｉとし、各リンクについて前記作用点に作用する反力荷重をＦｉとし、各リンクの回転角をθｉとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線の周りのトルクをτｉとして、各リンクについてラグランジェの運動方程式を記憶する手段と、
前記回転角θｉを検出する手段と、
前記トルクτｉを推定する手段と、
前記回転角θｉ及び前記トルクτｉに基づいて各リンクについての前記ラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算し、反力荷重Ｆｉに基づいて前記先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重Ｆを演算する演算手段と、
を有することを特徴とする複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１０】
前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記トルクτｉを推定する手段は各ピストン‐シリンダ装置に設置された軸力検出手段を含んでいることを特徴とする請求項９に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１１】
前記回転角θｉを検出する手段は各リンクに設置された角速度センサを含んでいることを特徴とする請求項９又は１０に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１２】
前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記回転角θｉを検出する手段は各ピストン‐シリンダ装置に設置されピストンとシリンダとの相対変位を検出する変位計を含んでいることを特徴とする請求項９又は１０に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１３】
前記軸力検出手段は歪みゲージであることを特徴とする請求項１０に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１４】
ラグランジェ関数をＬとし、摩擦による損失エネルギをＢとして、前記ラグランジェの運動方程式は
【数１９】
上記式１にて表されることを特徴とする請求項９乃至１３の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１５】
前記複数リンク型重機は前記基幹リンクと、前記先端リンクと、一端にて前記基幹リンクの前記枢軸線とは反対側の端部に枢動可能に連結され且つ他端にて前記先端リンクの前記作用点とは反対側の端部に枢動可能に連結された中間リンクとを有することを特徴とする請求項９乃至１４の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１】
相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、前記複数のリンクは重機本体により枢支された基幹リンクと対象物に必要な作用を行う先端リンクとを含む複数リンク型重機が対象物より前記先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法に於いて、
各リンクを示す添え字をiとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線と前記作用点との間の距離をλｉとし、各リンクについて前記作用点に作用する反力荷重をＦｉとし、各リンクの回転角をθｉとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線の周りのトルクをτｉとして、各リンクについてラグランジェの運動方程式を導出し、
前記回転角θｉを検出すると共に、前記トルクτｉを推定し、
前記回転角θｉ及び前記トルクτｉに基づいて各リンクについての前記ラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算し、
反力荷重Ｆｉに基づいて前記先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重Ｆを演算する
ことを特徴とする複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項２】
前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記トルクτｉは各ピストン‐シリンダ装置に設置された軸力検出手段の検出結果に基づいて推定されることを特徴とする請求項１に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項３】
前記回転角θｉは各リンクに設置された角速度センサの検出結果に基づいて求められることを特徴とする請求項１又は２に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項４】
前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記回転角θｉは各ピストン‐シリンダ装置に設置されピストンとシリンダとの相対変位を検出する変位計の検出結果に基づいて求められることを特徴とする請求項１又は２に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項５】
前記軸力検出手段は歪みゲージであることを特徴とする請求項２に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項６】
ラグランジェ関数をＬとし、摩擦による損失エネルギをＢとして、前記ラグランジェの運動方程式は
【数１８】
上記式１にて表されることを特徴とする請求項１乃至５の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項７】
前記先端リンクの前記作用点に既知の荷重を負荷して各リンクを駆動することにより前記ラグランジェの運動方程式の未知数を決定することを特徴とする請求項１乃至６の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項８】
前記複数リンク型重機は前記基幹リンクと、前記先端リンクと、一端にて前記基幹リンクの前記枢軸線とは反対側の端部に枢動可能に連結され且つ他端にて前記先端リンクの前記作用点とは反対側の端部に枢動可能に連結された中間リンクとを有することを特徴とする請求項１乃至７の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定方法。
【請求項９】
相対的に枢動可能に直列的に連結された複数のリンクを有し、前記複数のリンクは重機本体により枢支された基幹リンクと対象物に必要な作用を行う先端リンクとを含む複数リンク型重機が対象物より前記先端リンクの作用点にて受ける反力荷重を推定する複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置に於いて、
各リンクを示す添え字をiとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線と前記作用点との間の距離をλｉとし、各リンクについて前記作用点に作用する反力荷重をＦｉとし、各リンクの回転角をθｉとし、各リンクの前記重機本体側の枢軸線の周りのトルクをτｉとして、各リンクについてラグランジェの運動方程式を記憶する手段と、
前記回転角θｉを検出する手段と、
前記トルクτｉを推定する手段と、
前記回転角θｉ及び前記トルクτｉに基づいて各リンクについての前記ラグランジェの運動方程式を解くことにより反力荷重Ｆｉを演算し、反力荷重Ｆｉに基づいて前記先端リンクが作用点にて対象物より受ける反力荷重Ｆを演算する演算手段と、
を有することを特徴とする複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１０】
前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記トルクτｉを推定する手段は各ピストン‐シリンダ装置に設置された軸力検出手段を含んでいることを特徴とする請求項９に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１１】
前記回転角θｉを検出する手段は各リンクに設置された角速度センサを含んでいることを特徴とする請求項９又は１０に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１２】
前記複数リンク型重機はそれぞれ対応するリンクを前記重機本体側の枢軸線の周りに枢動させる複数のピストン‐シリンダ装置を有し、前記回転角θｉを検出する手段は各ピストン‐シリンダ装置に設置されピストンとシリンダとの相対変位を検出する変位計を含んでいることを特徴とする請求項９又は１０に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１３】
前記軸力検出手段は歪みゲージであることを特徴とする請求項１０に記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１４】
ラグランジェ関数をＬとし、摩擦による損失エネルギをＢとして、前記ラグランジェの運動方程式は
【数１９】
上記式１にて表されることを特徴とする請求項９乃至１３の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【請求項１５】
前記複数リンク型重機は前記基幹リンクと、前記先端リンクと、一端にて前記基幹リンクの前記枢軸線とは反対側の端部に枢動可能に連結され且つ他端にて前記先端リンクの前記作用点とは反対側の端部に枢動可能に連結された中間リンクとを有することを特徴とする請求項９乃至１４の何れか一つに記載の複数リンク型重機に於ける反力荷重推定装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【公開番号】特開２０１３−１０８９０７（Ｐ２０１３−１０８９０７Ａ）
【公開日】平成２５年６月６日（２０１３．６．６）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−２５５４３７（Ｐ２０１１−２５５４３７）
【出願日】平成２３年１１月２２日（２０１１．１１．２２）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２５年６月６日（２０１３．６．６）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年１１月２２日（２０１１．１１．２２）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
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