EP1628902A1 - Kran oder bagger zum umschlagen von einer an einem lastseil hängenden last mit optimierter bewegungsführung - Google Patents

Kran oder bagger zum umschlagen von einer an einem lastseil hängenden last mit optimierter bewegungsführung

Info

Publication number
EP1628902A1
EP1628902A1 EP04739403A EP04739403A EP1628902A1 EP 1628902 A1 EP1628902 A1 EP 1628902A1 EP 04739403 A EP04739403 A EP 04739403A EP 04739403 A EP04739403 A EP 04739403A EP 1628902 A1 EP1628902 A1 EP 1628902A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
crane
load
control
excavator
model
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP04739403A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1628902B1 (de
Inventor
Klaus Schneider
Oliver Sawodny
Eckard Arnold
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Liebherr Werk Nenzing GmbH
Original Assignee
Liebherr Werk Nenzing GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Liebherr Werk Nenzing GmbH filed Critical Liebherr Werk Nenzing GmbH
Publication of EP1628902A1 publication Critical patent/EP1628902A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1628902B1 publication Critical patent/EP1628902B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66C—CRANES; LOAD-ENGAGING ELEMENTS OR DEVICES FOR CRANES, CAPSTANS, WINCHES, OR TACKLES
    • B66C13/00—Other constructional features or details
    • B66C13/04—Auxiliary devices for controlling movements of suspended loads, or preventing cable slack
    • B66C13/06—Auxiliary devices for controlling movements of suspended loads, or preventing cable slack for minimising or preventing longitudinal or transverse swinging of loads
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66C—CRANES; LOAD-ENGAGING ELEMENTS OR DEVICES FOR CRANES, CAPSTANS, WINCHES, OR TACKLES
    • B66C13/00—Other constructional features or details
    • B66C13/04—Auxiliary devices for controlling movements of suspended loads, or preventing cable slack
    • B66C13/06—Auxiliary devices for controlling movements of suspended loads, or preventing cable slack for minimising or preventing longitudinal or transverse swinging of loads
    • B66C13/063—Auxiliary devices for controlling movements of suspended loads, or preventing cable slack for minimising or preventing longitudinal or transverse swinging of loads electrical

Definitions

  • the invention relates to a crane or excavator for handling a load suspended from a load rope according to the preamble of claim 1.
  • the invention is concerned with the generation of command variables as control functions in cranes or excavators, which allows the load suspended on a rope to be moved in at least three degrees of freedom.
  • Such cranes or excavators have a slewing gear, which can be mounted on a trolley, which is used to turn the crane or excavator.
  • the crane or excavator comprises a hoist for lifting or lowering the load suspended on the rope.
  • Such cranes or excavators are used in a wide variety of designs. Examples include mobile harbor cranes, ship cranes, offshore cranes, crawler cranes or cable excavators.
  • WO 02/32805 A1 describes a crane or excavator for handling a load hanging on a load rope with a computer-controlled regulation for damping the load oscillation, which has a path planning module, a centripetal force compensation device and at least one axis controller for the slewing gear, one axis controller for the luffing gear and one Has axis controller for the hoist. Only the kinematic limits of the system are taken into account in the path planning module. The dynamic behavior is only taken into account when designing the control.
  • the object of the invention is to further optimize the motion control of the load hanging on the load rope.
  • a generic crane or excavator has a control system in which the reference variables for the control system are generated in such a way that there is an optimized movement with minimized pendulum deflections.
  • the traversed path of the oscillating load can also be forecast and a collision avoidance strategy can be implemented based on this.
  • optimal control trajectories are calculated and updated online in the path control of the present invention.
  • the model-based optimal control trajectories can be created based on a model linearized around reference trajectories.
  • the model-based optimal control trajectories can be based on a non-linear model approach.
  • the model-based optimal control trajectories can be determined with feedback from all state variables.
  • model-based optimal control trajectories can be determined by tracing at least one measured variable and estimating the remaining state variables.
  • model-based optimal control trajectories can be determined by tracing at least one measured variable and tracking the remaining state variables by means of model-based forward control.
  • the path control can advantageously be carried out as fully automatic or else as semi-automatic.
  • the desired functions are now generated in the present invention in such a way that the dynamic behavior of the crane is taken into account even before the control is switched on.
  • the control only has the task of compensating for model deviations and disturbance variables, which results in improved driving behavior.
  • the control can be omitted entirely and the crane can be operated with this optimized control function.
  • the behavior will be somewhat less favorable than when operating with the control, since the model does not agree in all details with the actual circumstances.
  • the process provides two modes of operation.
  • the hand lever operation in which the operator specifies a target speed of the load through the hand lever deflection, and the fully automatic operation, in which the start and destination points are specified.
  • the optimized control function calculation can be operated alone or in connection with a regulation for load oscillation damping.
  • Fig. 1 Basic mechanical structure of a mobile harbor crane
  • Fig. 2 Interaction of hydraulic control and path control with module for optimized movement control as a control function of the crane
  • Fig. 3 Structure of the path control with module for optimized motion control with regulation for load pendulum damping
  • Fig. 4 Structure of the path control with module for optimized motion control as a control function without regulation for load swing damping (if necessary with subordinate position controllers for the drives)
  • Fig. 5 Mechanical structure of the slewing gear and definition of model variables
  • Fig. 6 Mechanical structure of the luffing gear and definition of model variables
  • Fig. 7 Erection kinematics of the luffing gear
  • Fig. 8 Flow chart for the calculation of the optimized control variable in fully automatic operation
  • Fig. 9 Flow chart for the calculation of the optimized control variable in semi-automatic operation
  • Fig. 10 Exemplary generation of reference variables in fully automatic operation
  • Fig. 11 Exemplary time profiles of control variables and control variables in hand lever operation
  • the basic mechanical structure of a mobile harbor crane is shown in FIG.
  • the mobile harbor crane is usually mounted on a chassis 1.
  • the boom 5 can be tilted by the angle ⁇ A with the hydraulic cylinder of the luffing gear 7.
  • the rope length Is can be varied with the hoist.
  • the tower 11 enables the rotation of the boom by the angle ⁇ D about the vertical axis. With the load swivel 9, the load at the target point can be rotated by the angle ⁇ red .
  • Fig. 2 shows the interaction of hydraulic control and path control 31 with a module for optimized movement control.
  • the mobile harbor crane has a hydraulic drive system 21.
  • An internal combustion engine 23 feeds the hydraulic control circuits via a transfer case.
  • the hydraulic control circuits each consist of a variable displacement pump 25, which is controlled via a proportional valve in the pilot control circuit, and a motor 27 or cylinder 29 as the working machine.
  • a flow rate Q F D, QFA, QFL, QFR is set via the proportional valve independently of the load pressure.
  • the proportional valves are controlled via the signals UstD, Us A , UstL, Ust R.
  • the hydraulic control is usually equipped with a subordinate flow control. It is essential that the control voltages usto, UstA, Ust UstR at the proportional valves are converted by the subordinate flow control into flow rates QFD, QFA, QFL, QFR proportional to this in the corresponding hydraulic circuit.
  • FIGS. 3 and 4 show the structure of the path control with the module for optimized motion control with Regulation for load oscillation damping and Figure 4 the path control with the module for optimized motion control without regulation for load oscillation damping.
  • This load sway damping can be designed, for example, according to PCT / EP01 / 12080. Therefore, the content disclosed there is fully incorporated into this document.
  • the input variables of the module 37 are a target point matrix 35 for the position and orientation of the load, which in the simplest case consists of the start and end point.
  • the position is usually described for slewing cranes by polar coordinates ( ⁇ LD , r LA ,) ⁇ Since this does not completely describe the position of the extended body (e.g. a container) in space, another angle size can be added (angle of rotation ⁇ L around the Vertical axis, which is parallel to the rope).
  • the target position variables ⁇ wziei, r aa, kiei, iei are summarized in the vector gziei.
  • the input variables of the module 39 are the current positions of the hand levers 34 for controlling the crane.
  • the deflection of the hand lever corresponds to the desired target speed of the load in the respective direction of movement. Accordingly, the target speeds ⁇ LDTarget Anlagenzzyf] Target speed vector q summarized.
  • the optimal control problem can be solved from this information about the stored model for describing the dynamic behavior and the selected boundary and secondary conditions.
  • the output variables are then the time functions u out> D , u out , A , u 0Ut , ⁇ , u 0Ut ⁇ R , which are at the same time input variables of the subordinate regulation for load oscillation damping 36 or the subordinate regulation for position or speed of the crane 41.
  • the hand lever value can be used to change the secondary condition of the maximum permissible speed in the optimal control problem. This is particularly advantageous in that even in fully automatic operation, the user has the possibility of influencing the speed of the fully automatic process online. The changes made are immediately adopted and taken into account in the next run of the algorithm.
  • Model-based estimation methods 43 such as observer structures, are suitable here.
  • the missing state variables are estimated or tracked from the measured variables of the crane position and the control functions u 0Ut ⁇ D , u 0U t, A, u out , u out , ⁇ in a stored dynamic model (see FIG. 4).
  • the basis for the process of optimized motion control is the process of dynamic optimization.
  • the dynamic behavior of the crane must be mapped in a differential equation model.
  • Either the Lagrangian formalism or the Newton-Euler method can be used to derive the model equations.
  • FIG. 5 shows the model variables, the model variables related to the rotary movement
  • FIG. 6 shows the model variables for the radial movement.
  • Is is the resulting rope length from the boom head to the center of the load.
  • ⁇ is the current righting angle of the luffing gear
  • l A is the length of the boom
  • ⁇ S t is the current rope angle in the tangential direction (since ⁇ st is small, can be approximated).
  • M RD friction torque (2) essentially describes the equation of motion for the crane tower with jib, taking into account the retroactive effect of the load swing.
  • (3) is the equation of motion that describes the load oscillation by the angle ⁇ s t , the excitation of the load oscillation being caused by the rotation of the tower, the angular acceleration of the tower or an external disturbance expressed by the initial conditions for these differential equations.
  • i D is the gear ratio between the engine speed and the rotating speed of the tower
  • V is the absorption volume of the hydraulic motors
  • ⁇ o is the pressure drop across the hydraulic drive motor
  • ß is the oil compressibility
  • QFD is the flow rate in the hydraulic circuit for turning
  • K PD is the proportionality constant, which indicates the relationship between the flow rate and the control voltage of the proportional valve. Dynamic effects of the subordinate flow control are neglected.
  • the transmission behavior of the drive units can be represented by an approximate relationship as a delay element of the 1st or higher order instead of using equation 4.
  • the approximation with a delay element of the 1st order is shown below. Then the transfer function results
  • Equation (2) is not needed.
  • T DAntr is the approximate (time constant determined from measurements to describe the deceleration behavior of the drives.
  • K PDAntr is the resulting amplification between the control voltage and the resulting speed in the stationary case.
  • equations of motion can be set up analogously to equations (2) and (3). 6 gives explanations for the definition of the model variables. What is important here is the relationship shown there between the righting angle position ⁇ A of the boom and the load position in the radial direction ⁇ LA
  • Equation (9) essentially describes the equation of motion of the boom with the driving hydraulic cylinder, whereby the reaction is taken into account by the swaying of the load. This also takes into account the portion affected by the gravity of the boom and the viscous friction in the drive.
  • Equation (10) is the equation of motion that describes the load oscillation ⁇ s r , the excitation of the vibration being caused by the erection or inclination of the boom via the angular acceleration of the boom or an external disturbance, expressed by the initial conditions for these differential equations.
  • the term on the right side of the differential equation describes the influence of the centripetal force on the load when the load rotates with the slewing gear.
  • F Z yi is the force of the hydraulic cylinder on the piston rod
  • pz y ⁇ is the pressure in the cylinder (depending on the direction of movement on the piston or ring side)
  • Az y ⁇ is the cross-sectional area of the cylinder (depending on the direction of movement on the piston or ring side)
  • ß is the oil compressibility
  • V Zy ⁇ is the cylinder volume
  • QFA is the flow rate in the hydraulic circuit for the luffing gear
  • K PA is the proportionality constant, which indicates the relationship between flow rate and control voltage of the proportional valve. Dynamic effects of the subordinate flow control will be; neglected.
  • With oil compression in the cylinder half of the total volume of the hydraulic cylinder is assumed to be the relevant cylinder volume.
  • z Zy ⁇ , z Zy ⁇ smd the position or the speed of the cylinder rod. Like the geometric parameters db and ⁇ p, these are dependent on the righting kinematics.
  • Fig. 7 the erection kinematics of the luffing gear is shown.
  • the hydraulic cylinder is anchored to the crane tower above the pivot point of the boom.
  • the distance d a between this point and the pivot point of the boom can be taken from design data.
  • the piston rod of the hydraulic cylinder is attached to the boom at a distance d b .
  • the correction angle ⁇ o takes into account the deviations of the fastening points from the boom or tower axis and is also known from design data.
  • the following relationship between the righting angle ⁇ A and the hydraulic cylinder position z Zy / can be derived from this.
  • the projection angle ⁇ p must also be calculated.
  • Equation (9) is not required.
  • T ⁇ Antr is the approximate (time constant determined from measurements to describe the deceleration behavior of the drives.
  • K PAAnt r the resulting gain between the control voltage and the resulting speed in the stationary case. With an insignificant time constant with regard to the drive dynamics, a proportionality between the speed and the control voltage of the proportional valve can be assumed directly become.
  • the last direction of movement is the turning of the load on the load hook itself by the load slewing gear.
  • a corresponding description of this regulation results from the German patent application DE 100 29 579 dated June 15, 2000, the content of which is expressly referred to here.
  • the rotation of the load is carried out via the load swiveling mechanism arranged between a bottom block hanging from the rope and a load suspension device. Torsional vibrations are suppressed. In most cases, this means that the load, which is not rotationally symmetrical, can be picked up in an accurate position, moved and offset by a corresponding bottleneck.
  • this direction of movement is also integrated in the module for optimized movement control, as is shown for example on the basis of the overview in FIG. 3.
  • the load can already be moved into the correspondingly desired swiveling position by means of the load swiveling mechanism after being picked up during transport through the air, the individual pumps and motors being controlled synchronously here.
  • a mode for a rotation angle-independent orientation can also be selected. This results in the equation of motion listed below. The variable designation corresponds to DE 100 29 579 from June 15, 2000. No linearization was carried out.
  • the pendulum angle variables ⁇ s t> ⁇ st > ⁇ Sr > ⁇ sr from the control variables U ⁇ D, u StA and the measured variables ⁇ D > ⁇ 'D > ⁇ A > ⁇ A > Pzyl have to be reconstructed as examples become.
  • the nonlinear model is linearized according to equation (20-23) and, for example, a parameter-adaptive state observer (see also FIG. 4 block 43) is designed.
  • the condition of the rope angle values can also be simplified, based on the model equations and the known courses of the input values and the measurable state variables.
  • the target curves for the input signals (control variables) u stD (t), u stA (t) are solved by solving an optimal control problem, i.e. a task of dynamic optimization.
  • an optimal control problem i.e. a task of dynamic optimization.
  • the intended reduction of the load sway is recorded in a target function.
  • Boundary conditions and trajectory restrictions of the optimal control problem result from the railway data, the technical restrictions of the crane system (e.g. limited drive power, as well as restrictions due to dynamic load torque restrictions to prevent the crane from tipping) and expanded requirements for the movement of the load.
  • Such a formulation of the optimal control problem is given in the following by way of example both for the fully automatic operation of the system with a predetermined start and end point of the load path and for hand lever operation.
  • the entire movement from the specified start to the specified destination is considered.
  • the load pendulum angles are evaluated quadratically.
  • the minimization of this target functional therefore provides a movement with reduced load oscillation.
  • An additional evaluation of the load pendulum angle velocities with a time-variant penalty (increasing at the end of the optimization horizon) results in a calming of the load movement at the end of the optimization horizon.
  • a regularization term with a quadratic evaluation of the amplitudes of the control variables can favorably influence the numerical condition of the task.
  • This time horizon is an essential tuning parameter of the method and is limited by the period of oscillation of the load pendulum movement.
  • the boundary conditions must take into account that the movement does not start from a rest position and generally does not end in a rest position.
  • the boundary conditions at the start of the optimization horizon t 0 result from the current system state ⁇ (t ⁇ ), which is measured or, via a model carried, from the control variables u S ⁇ tD , u S! A and the measured variables ⁇ D 'D > $ A > '$ A > PZyl is reconstructed using a parameter-adaptive state observer.
  • the boundary conditions at the end of the optimization horizon t f are free.
  • control variables as functions of time should be constant and have constant first derivatives with respect to time.
  • the erection angle is limited due to the crane construction
  • the claim is not tied to a specific method for numerically calculating the optimal controls.
  • the claim expressly also relates to an approximate solution to the optimal control problems specified above, in which only a solution of sufficient (not maximum) accuracy is determined in view of a reduced computing effort when using online.
  • a number of the hard constraints formulated above can be treated numerically as a soft constraint by evaluating the constraint violation in the target functional.
  • the optimization horizon is discretized.
  • the length of the partial intervals ⁇ , ⁇ + can be adapted to the dynamics of the problem. A larger number of subintervals usually leads to an improvement of the approximation solution, but also to an increased calculation effort.
  • the time profile of the control variables is approximated by an approach function U k with a fixed number of parameters u k (control parameters).
  • the state differential equation of the dynamic model can be numerically integrated and the target function can be evaluated, using the approximated time profiles instead of the control variables.
  • the Boundary conditions and the trajectory restrictions can also be understood as functions of the control parameters.
  • variables Ax, ⁇ u, ⁇ y denote the deviations from the reference curve of the respective variable
  • the optimal control task is thus approximated by a finite-dimensional quadratic optimization problem with linear equation and inequality restrictions, which can be solved numerically using an adapted standard procedure.
  • the numerical effort for this is again significantly less than for the nonlinear optimization problem described above.
  • the linearization approach described is particularly suitable for the approximate solution of the optimal control problems with hand lever operation, because in this case the inaccuracies caused by the linearization have a smaller effect due to the shorter optimization horizon (time window [to.ty]) and the other with the in each case calculated previous time step suitable reference trajectories are available for optimal control and status changes.
  • the optimal time profiles of both the control variables and the state variables of the dynamic model are obtained. When operated with a subordinate control, these are activated as manipulated and reference variables. Since the dynamic behavior of the crane is taken into account in these target functions, the control only has to compensate for disturbance variables and model deviations.
  • control variables In the case of operation without a subordinate control, on the other hand, the optimal courses of the control variables are directly applied as control variables.
  • the solution to the optimal control problem provides a prognosis of the path of the oscillating load, which can be used for extended measures for collision avoidance.
  • the optimal control problem is defined by including the specification of the permissible range and the technical parameters.
  • the numerical solution of the optimal control problem provides optimal time profiles of the control and state variables. In the case of a subordinate regulation for load oscillation damping, these are applied as manipulated and command variables. Alternatively, a realization without subordinate regulation - then with direct connection of the optimal control functions to the hydraulics - can be realized.
  • Fig. 9 shows the interaction of state reconstruction and calculation of the optimal control in the case of hand lever operation.
  • the state of the dynamic crane model is tracked using the available measured variables.
  • time profiles of the control functions are determined which - based on this current state - when the Reduced load swing brings the load speed up to the setpoints specified by the hand lever.
  • control 10 shows exemplary results for optimal time profiles of the control variables in fully automatic operation.
  • a time horizon of 30 s was specified.
  • the control functions are continuous functions of time with continuous 1st derivatives.
  • FIG. 11 shows exemplary time profiles of control variables and control variables in simulated hand lever operation.
  • the setpoints for the load speed (the hand lever specifications) are varied in the form of staggered rectangular pulses.
  • the optimal control is updated with a sampling time of 0.2 s.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Control And Safety Of Cranes (AREA)
  • Jib Cranes (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft einen Kran oder Bagger zum Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last (3) mit einem Drehwerk zum Drehen des Krans oder Baggers, einem Wippwerk (7) zum Aufrichten bzw. Neigen eines Auslegers (5) und einem Hubwerk zum Heben bzw. Senken der an dem Seil aufgehängten Last (3) mit einem Antriebssystem. Erfindungsgemäss weist der Kran oder Bagger eine Bahnsteuerung (31) auf, deren Ausgangsgrössen direkt oder indirekt als Eingangsgrössen in die Regelung für die Position bzw. die Geschwindigkeit des Krans oder Baggers eingehen, wobei die Führungsgrössen für die Steuerung in der Bahnsteuerung (31) so generiert werden, dass sich eine Lastbewegung mit minimierten Pendelausschlägen ergibt.

Description

Kran oder Bagger zum Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last mit optimierter Bewegungsführung
Die Erfindung betrifft einen Kran oder Bagger zum Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Im einzelner] befasst sich die Erfindung mit der Generierung von Führungsgrößen als Steuerfunktionen bei Kranen oder Baggern, die eine Bewegung der an einem Seil aufgehängten Last in mindestens drei Freiheitsgraden zulässt. Derartige Krane oder Bagger weisen ein Drehwerk, das auf einem Fahrwerk aufgebracht sein kann, auf, welches zum Drehen des Kranes oder Baggers dient. Weiterhin ist ein Wippwerk zum Aufrichten bzw. Neigen eines Auslegers und ein Schwenkwerk vorhanden. Schließlich umfasst der Kran oder Bagger ein Hubwerk zum Heben bzw. Senken der an dem Seil aufgehängten Last. Derartige Kräne oder Bagger finden in verschiedenster Ausführung Verwendung. Beispielhaft sind hier Hafenmobilkrane, Schiffskrane, Offshore-Krane, Raupenkrane bzw. Seilbagger zu nennen.
Beim Umschlagen einer an einem Seil hängenden Last mittels eines derartigen Kranes oder Baggers entstehen Pendelbewegungen der Last, die auf die Bewe- gung des Kranes oder Baggers selbst zurückzuführen sind. Es wurden nun bereits in der Vergangenheit Anstrengungen unternommen, um Pendelschwingungen bei Lastkranen zu verringern bzw. zu unterdrücken.
Die WO 02/32805 A1 beschreibt einen Kran oder Bagger zum Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last mit einer computergesteuerten Regelung zur Dämpfung der Lastpendelung, die ein Bahnplanungsmodul, eine Zentripetalkraftkompensationseinrichtung und zumindest einen Achsregler für das Drehwerk, einen Achsregler für das Wippwerk und einen Achsregler für das Hubwerk aufweist. Dabei wird im Bahnplanungsmodul nur die kinematischen Begrenzungen des Systems berücksichtigt. Das dynamische Verhalten findet nur beim Entwurf der Regelung Berücksichtigung.
Aufgabe der Erfindung ist es, die Bewegungsführung der am Lastseil hängenden Last noch weiter zu opimieren.
Zur Lösung dieser Aufgabe weist ein gattungsgemäßer Kran oder Bagger eine Steuerung auf, in der die Führungsgrößen für die Steuerung so generiert werden, dass sich eine optimierte Bewegung mit minimierten Pendelausschlägen ergibt. Hierbei kann auch die abgefahrene Bahn der pendelnden Last prognostiziert werden und darauf aufbauend eine Kollisionsvermeidungsstrategie realisiert werden.
Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den sich an den Hauptanspruch anschließenden Unteransprüchen.
Von besonderem Vorteil ist es, dass in der Bahnsteuerung der vorliegenden Erfindung modelbasiert optimale Steuertrajektorien online berechnet und aktualisiert werden. Dabei können die modelbasierten optimalen Steuertrajektorien basierend auf einem um Referenztrajektorien linearisierten Model erstellbar sein. Alternativ können die modelbasierten optimalen Steuertrajektorien auf einem nicht linearen Modelansatz basieren. Die modelbasierten optimalen Steuertrjektorien können unter Rückführung von allen Zustandsgrößen ermittelt werden.
Alternativ können die modelbasierten optimalen Steuertrajektorien unter Rückführung von mindestens einer Messgröße und Schätzung der verbleibenden Zustandsgrößen ermittelbar sein.
Wiederum alternativ können die modelbasierten optimalen Steuertrajektorien unter Rückführung von mindestens einer Messgröße und Nachführung der verbleibenden Zustandsgrößen durch modelbasierte Vorwärtssteuerung ermittelt werden.
Die Bahnsteuerung kann vorteilhaft als Vollautomatik oder aber auch als Halbautomatik durchführbar sein.
So ergibt sich im Zusammenhang mit einer Regelung zur Lastpendeldämpfung ein optimiertes Bewegungsverhalten mit vermindertem Restpendeln und geringeren Pendelausschlägen während der Fahrt. Ohne die Regelung zur Lastpendeldämpfung kann die erforderliche Sensorik am Kran verringert werden. Es kann ein vollautomatischer Betrieb, bei dem Start und Zielpunkt feststehen ebenso realisiert werden, wie ein Handhebelbetrieb, der im folgenden als halbautomatischer Betrieb bezeichnet wird.
In der vorliegenden Erfindung werden die Sollfunktionen im Gegensatz zur WO 02/32805 A1 nun derart generiert, dass bereits vor dem Aufschalten auf die Regelung das dynamische Verhalten des Krans berücksichtigt ist. Damit hat die Regelung nur noch die Aufgabe, Modellabweichungen und Störgrößen auszugleichen, wodurch ein verbessertes Fahrverhalten resultiert. Zudem kann, wenn die Positionsgenauigkeit und das tolerierbare Restpendeln es zulässt, die Regelung ganz entfallen und der Kran mit dieser optimierten Steuerfunktion betrieben werden. Allerdings wird das Verhalten etwas ungünstiger als beim Betrieb mit der Regelung sein, da das Modell nicht in allen Details mit den tatsächlichen Gegebenheiten ü- bereinstimmt. Das Verfahren sieht zwei Betriebsmodi vor. Den Handhebelbetrieb, bei dem der Bediener durch die Handhebelauslenkung eine Sollgeschwindigkeit der Last vorgibt, und dem vollautomatischen Betrieb, bei dem Start- und Zielpunkt vorgegeben werden.
Daneben kann die optimierte Steuerfunktionsberechnung allein oder in Zusammenhang mit einer Regelung zur Lastpendeldämpfung betrieben werden.
Weitere Einzelheiten und Vorteile der Erfindung werden anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels erläutert. Als typischer Vertreter für einen Kran oder Bagger der eingangs genannten Gattung wird die Erfindung hier anhand eines Hafenmobilkranes beschrieben.
Weitere Einzelheiten und Vorteile der Erfindung werden anhand eines in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiels erläutert. Als typischer Vertreter für einen Kran oder Bagger der eingangs genannten Gattung wird die Erfindung hier anhand eines Hafenmobilkranes beschrieben.
Es zeigen:
Fig. 1 : Prinzipielle mechanische Struktur eines Hafenmobilkranes
Fig. 2: Zusammenwirken von hydraulischer Steuerung und Bahnsteuerung mit Modul zur optimierten Bewegungsführung als Steuerfunktion des Kranes
Fig. 3: Struktur der Bahnsteuerung mit Modul zur optimierten Bewegungsführung mit Regelung zur Lastpendeldämpfung
Fig. 4: Struktur der Bahnsteuerung mit Modul zur optimierten Bewegungsführung als Steuerfunktion ohne Regelung zur Lastpendeldämpfung (ggf. mit unterlagerten Positionsreglern für die Antriebe)
Fig. 5: Mechanischer Aufbau des Drehwerks und Definition von Modellvariablen
Fig. 6: Mechanischer Aufbau des Wippwerks und Definition von Modellvariablen
Fig. 7: Aufrichtkinematik des Wippwerks Fig. 8: Ablaufdiagramm für die Berechnung der optimierten Steuergröße im vollautomatischen Betrieb
Fig. 9: Ablaufdiagramm für die Berechnung der optimierten Steuergröße im halbautomatischen Betrieb
Fig. 10: Beispielhafte Führungsgrößengenerierung im vollautomatischen Betrieb
Fig. 11 : Beispielhafte Zeitverläufe von Steuergrößen und Regelgrößen im Handhebelbetrieb
In Fig. 1. ist die prinzipielle mechanische Struktur eines Hafenmobilkrans dargestellt. Der Hafenmobilkran ist zumeist auf einem Fahrgestell 1 montiert. Zur Positionierung der Last 3 im Arbeitsraum kann der Ausleger 5 mit dem Hydraulikzylinder des Wippwerks 7 um den Winkel φA gekippt werden. Mit dem Hubwerk kann die Seillänge Is variiert werden. Der Turm 11 ermöglicht die Drehung des Auslegers um den Winkel φD um die Hochachse. Mit dem Lastschwenkwerk 9 kann die Last am Zielpunkt um den Winkel φrot gedreht werden.
Fig. 2 zeigt das Zusammenwirken von hydraulischer Steuerung und Bahnsteuerung 31 mit Modul zur optimierten Bewegungführung. In der Regel besitzt der Hafenmobilkran ein hydraulisches Antriebssystem 21. Ein Verbrennungsmotor 23 speist ü- ber ein Verteilergetriebe die hydraulischen Steuerkreise. Die hydraulischen Steuerkreise bestehen jeweils aus einer Verstellpumpe 25, die über ein Proportionalventil im Vorsteuerkreis angesteuert wird, und einem Motor 27 oder Zylinder 29 als Arbeitsmaschine. Über das Proportionalventil wird damit lastdruckunabhängig ein Förderstrom QFD, QFA, QFL, QFR eingestellt. Die Proportionalventile werden über die Signale UstD, UsA, UstL, UstR angesteuert. Die hydraulische Steuerung ist meist mit einer unterlagerten Förderstromregelung ausgestattet. Wesentlich ist dabei, daß die Steuerspannungen usto, UstA, Ust UstR an den Proportionalventilen durch die unterlagerte Förderstromregelung in hierzu proportionale Förderströme QFD, QFA, QFL, QFR im entsprechenden Hydraulikkreislauf umgesetzt werden.
Die Struktur der Bahnregelung ist nun in den Figuren 3 und 4 dargestellt. Figur 3 zeigt die Bahnsteuerung mit dem Modul zur optimierten Bewegungsführung mit Regelung zur Lastpendeldämpfung und Figur 4 die Bahnsteuerung mit dem Modul zur optimierten Bewegungsführung ohne Regelung zur Lastpendeldämpfung. Diese Lastpendeldämpfung kann beispielsweise nach der Schrift PCT/EP01/12080 entworfen worden sein. Daher wird der dort offenbarte Inhalt vollumfänglich in diese Schrift mit einbezogen.
Wesentlich ist nun, daß die Zeitfunktionen für die Steuerspannungen der Proportionalventile nicht mehr direkt aus den Handhebeln beispielsweise über Rampenfunktionen oder einen Bahnplaner, der die kinematischen Beschränkungen des System berücksichtigt, abgeleitet werden, sondern derart in der Bahnsteuerung 31 berechnet werden, daß beim Bewegen des Krans keine oder geringe Pendelbewegungen der Last auftreten und die Last der gewünschten Bahn im Arbeitsraum folgt. D.h. bei der Berechnung der optimierten Steuergröße wird nicht nur die kinematische Beschreibung sondern die dynamische Beschreibung des Systems berücksichtigt.
Eingangsgrößen des Moduls 37 ist eine Sollpunktmatrix 35 für die Position und Orientierung der Last, die im einfachsten Fall aus Start- und Zielpunkt besteht,. Die Position wird üblicherweise bei Drehkranen durch Polarkoordinaten beschrieben (ΨLD, rLA, )■ Da dadurch die Position des ausgedehneten Körpers (bspw. eines Containers) im Raum nicht vollständig beschrieben wird, kann eine weitere Winkelgröße hinzugenommen werden (Drehwinkel γL um die Hochachse, die parallel zum Seil liegt). Die Zielpositionsgrößen φwziei, r aa, kiei , iei sind im Vektor gziei zu- sammengefasst.
Eingangsgrößen des Moduls 39 sind die aktuellen Stellungen der Handhebel 34 zur Ansteuerung des Krans. Die Auslenkung der Handhebel entspricht der gewünschten Zielgeschwindigkeit der Last in der jeweiligen Bewegungsrichtung. Dementsprechend werden die Ziel-Geschwindigkeiten ψ LDZiel zurf] Zielgeschwindigkeitsvektor q zusammengefasst. lm Falle des Moduls zur optimierten Bewegungsführung im vollautomatischen Betrieb 37 kann aus dieser Information über das abgelegte Modell zur Beschreibung des dynamischen Verhaltens und den gewählten Rand- und Nebenbedingungen das Optimalsteuerungsproblem gelöst werden. Ausgangsgrößen sind dann die Zeitfunktionen uout>D, uout,A, u0Ut,ι, u0UtιR , die zugleich Eingangsgrößen der unterlagerten Regelung zur Lastpendeldämpfung 36 bzw. der unterlagerten Regelung für Position bzw. Geschwindigkeit des Krans 41. Auch eine direkte Ansteuerung 41 des Krans ohne unterlagerte Regelung ist bei entsprechender Formulierung der Gleichungen in 37 möglich. Dabei kann im vollautomatischen Betrieb der Handhebelwert dazu benutzt werden, im Optimalsteuerungsproblem die Nebendbedingung der maximalen zulässigen Geschiwndigkeit zu verändern. Dies ist insbesondere deshalb vorteilhaft, daß auch im vollautomatischen Betrieb der Anwender die Möglichkeit hat, den vollautomatischen Ablauf online in der Geschwindigkeit zu beeinflussen. Die vorgenommenen Änderungen werden sofort im nächsten Durchlauf des Algorithmus übernommen und berücksichtigt.
Im Falle des Moduls zur optimierten Beweungsführung im halbautomatischen Betrieb 39 wird jedoch zur Information der aktuell gewünschten Zielgeschwindigkeit der Last durch die Handhebelstellung als weitere Information der aktuelle Systemzustand neben der Rand- und Nebenbedingungen benötigt. Deshalb müssen im halbautomatischen Betrieb die Meßgrößen der Position von Kran und Last laufend auf das Modul 39 zurückgeführt werden. Im einzelnen sind dies:
- Drehwerkswinkel φD,
- Wippwerkswinkel φA ,
- Seillänge ls, und
- relative Lasthakenposition c
und die Winkel zur Beschreibung der Lastposition:
- tangentialer Seilwinkel φSt,
- radialer Seilwinkel φSr, und - absoluter Rotationswinkel der Last γL.
Insbesondere letztgenannte Meßgrößen für Seilwinkel und absoluten Rotationswinkel der Last sind nur mit größerem Aufwand messtechnisch zu erfassen. Für die Realisierung einer Lastpendeldämpfung sind diese jedoch unabdingbar notwendig, um Störungen auszugleichen. Dadurch kann eine sehr hohe Positioniergenauigkeit bei geringem Restpendeln auch unter Einfluß von Störgrößen (wie Wind) erreicht werden. Im Falle von Fig. 3 stehen diese Größen alle zur Verfügung.
Wird jedoch das Verfahren in einem System eingesetzt, in dem keine Sensoren für die Seilwinkelmessung und den absoluten Rotationswinkel existieren, so muß für das Modul zur optimierten Bewegungsführung im halbautomatischen Betrieb diese Größen rekonstruiert werden. Hier bieten sich modellbasierte Schätzverfahren 43, wie Beobachterstrukturen, an. Hierbei wird aus den Meßgrößen der Kranposition und den Ansteuerfunktionen u0UtιD, u0Ut,A, uout , uout,κ in einem hinterlegten dynamischen Modell die fehlenden Zustandsgrößen geschätzt oder nachgeführt (siehe Fig. 4).
Grundlage für das Verfahren der optimierten Bewegungsführung ist das Verfahren der dynamischen Optimierung. Hierzu muß das dynamische Verhalten des Kranes in einem Differentialgleichungsmodell abgebildet werden. Zur Ableitung der Modellgleichungen kann entweder der Lagrange-Formalismus oder die Methode nach Newton-Euler verwendet werden.
Im folgenden werden mehrere mögliche Modellansätze vorgestellt. Zunächst werden anhand Fig. 5 und 6 die Definition der Modellvariablen vorgenommen. Zur besseren Übersichtlichkeit zeigt Fig. 5 die Modellvariablen die im Zusammenhang mit der Drehbewegung stehenden Modellvariablen und Fig. 6 die Modellvariablen für die radiale Bewegung.
Zunächst wird Fig. 5 detailliert erläutert. Wesentlich ist dabei der dort gezeigte Zusammenhang zwischen der Drehposition φD des Kranturmes und der Lastposition ΨLD in Drehrichtung. Die um den Pendelwinkel korrigierte Lastdrehwinkelposition berechnet sich dann zu
ΨLD (1 )
Is ist dabei die resultierende Seillänge vom Auslegerkopf bis zum Lastmittelpunkt. Ψ ist der aktuelle Aufrichtwinkel des Wippwerks, lA ist die Länge des Auslegers, φSt ist der aktuelle Seilwinkel in tangentialer Richtung (da φst klein ist, kann angenähert werden).
Das dynamische System für die Bewegung der Last in Drehrichtung kann durch die folgenden Differentialgleichungen beschrieben werden.
JT + {JÄZ + mAsA + mLfy cos2 φAψD + mLlAls cόsφAφst +bDφD = M MD - ^ (2) mL lA ls cos ^ φD + mL i φst + mLg ls φst = 0 (3)
Bezeichnungen:
mL Lastmasse ls Seillänge mA Masse des Auslegers
JAZ Massenträgheitsmoment des Auslegers bezüglich Schwerpunkt bei
Drehung um Hochachse
IA Länge des Auslegers
SA Schwerpunktsabstand des Auslegers
JT Massenträgheitsmoment des Turmes bD viskose Dämpfung im Antrieb
MMD Antriebsmoment
MRD Reibmoment (2) beschreibt im wesentlichen die Bewegungsgleichung für den Kranturm mit Ausleger, wobei die Rückwirkung durch die Lastpendelung berücksichtigt wird. (3) ist die Bewegungsgleichung, welche die Lastpendelung um den Winkel φst beschreibt, wobei die Anregung der Lastpendelung durch die Drehung des Turmes über die Winkelbeschleunigung des Turmes oder eine äußere Störung, ausgedrückt durch Anfangsbedingungen für diese Differentialgleichungen, verursacht wird.
Der hydraulische Antrieb wird durch die folgenden Gleichungen beschrieben.
MMD = iD — zπ PD
Q.FD - KPDuStD
iD ist das Übersetzungsverhältnis zwischen Motordrehzahl und Drehgeschwindigkeit des Turms, V ist das Schluckvolumen der Hydraulikmotoren, Δ o ist der Druckabfall über dem hydraulischen Antriebsmotor, ß ist die Ölkompressibilität, QFD ist der Förderstrom im Hydraulikkreis für das Drehen und KPD ist die Proportionalitätskonstante, die den Zusammenhang zwischen Förderstrom und Ansteuerspannung des Proportionalventils angibt. Dynamische Effekte der unterlagerten Förderstromregelung werden vernachlässigt.
Alternativ hierzu kann das Übertragungsverhalten der Antriebsaggregate anstatt mit der Gleichung 4 durch einen approximativen Zusammenhang als Verzögerungsglied 1. oder höherer Ordnung dargestellt werden. Im folgenden ist die Approximation mit einem Verzögerungsglied I .Ordnung dargestellt. Danach ergibt sich die Übertragungsfunktion
sΦD(s) = ~^-UStD(s) (5)
'- + 1 DAιιtrS bzw. im Zeitbereich ψD —~- D ^^-^StD (6)
*■ DAntr DAntr
Damit kann aus den Gleichungen (6) und (3) ebenfalls eine adäquate Modellbeschreibung aufgebaut werden; Gleichung (2) wird nicht benötigt. TDAntr ist die approximative (aus Messungen ermittelte Zeitkonstante zur Beschreibung des Verzögerungsverhaltens der Antriebe. KPDAntr die resultiertende Verstärkung zwischen Ansteuerspannung un resultierender Geschwindigkeit im staionären Fall.
Bei einer unerheblichen Zeitkonstante bezüglich der Antriebsdynamik kann direkt eine Proportionalität zwischen Geschwindigkeit und Ansteuerspannung des Proportionalventils angenommen werden.
ΨD = KPDdirektuStD (7)
Auch hier kann dann aus den Gleichungen (7) und (3) eine adäquate Modellbeschreibung aufgebaut werden.
Für die in Fig. 6 dargestellte radiale Bewegung lässt sich analog zu den Gleichungen (2) und (3) die Bewegungsgleichungen aufstellen. Hierzu gibt Fig. 6 Erläuterungen zur Definition der Modellvariablen. Wesentlich ist dabei der dort gezeigte Zusammenhang zwischen der Aufrichtwinkelposition φA des Auslegers und der Lastposition in radialer Richtung ΓLA
rLA = lA C0S PA + lS(Psr (8)
Das dynamische System kann dann nach Anwendung des Newton-Euler- verfahrens durch die folgenden Differentialgleichungen beschrieben werden. φ5r
+ bA φA - mA sA g smφA - <pA (9) MMA - MRA - mA sA g ∞sφ^
- mL lA ls sinφ^ φ^ + mL i <psr + mL ls g φsr = mL ls φ j (lsφsr + lA cosφ^)
(10)
Bezeichnungen:
mL Lastmasse ls Seillänge mA Masse des Auslegers
JAY Massenträgheitsmoment bezüglich Schwerpunkt bei Drehung um horizontale Achse inkl. Antriebsstrang
IA Länge des Auslegers
SA Schwerpunktsabstand des Auslegers bA viskose Dämpfung
MMA Antriebsmoment
MRA Reibmoment
Gleichung (9) beschreibt im wesentlichen die Bewegungsgleichung des Auslegers mit dem antreibenden Hydraulikzylinder, wobei die Rückwirkung durch die Pende- lung der Last berücksichtigt wird. Dabei ist auch der durch die Schwerkraft des Auslegers einwirkende Anteil und die viskose Reibung im Antrieb berücksichtigt. Gleichung (10) ist die Bewegungsgleichung, welche die Lastpendelung φsr beschreibt, wobei die Anregung der Schwingung durch das Aufrichten bzw. Neigen des Auslegers über die Winkelbeschleunigung des Auslegers oder eine äußere Störung, ausgedrückt durch Anfangsbedingungen für diese Differentialgleichungen, verursacht wird. Über den Term auf der rechten Seite der Differentialgleichung wird der Einfluß der Zentripetalkraft auf die Last bei Drehung der Last mit dem Drehwerk beschrieben. Dadurch wird ein für einen Drehkran typisches Problem beschrieben, da damit eine Kopplung zwischen Drehwerk und Wippwerk besteht. Anschaulich kann man dieses Problem dadurch beschreiben, daß eine Drehwerksbewegung mit quadratischer Drehgeschwindigkeitsabhängigkeit auch einen Winkelausschlag in radialer Richtung hervorruft.
Der hydraulische Antrieb wird durch die folgenden Gleichungen beschrieben.
MMA = FZyldb C0S(Pp ( PA )
FZyl = PZylAZyl
PZyl Vzyl
QFA = κPAustA
FZyi ist die Kraft des Hydraulikzylinders auf die Kolbenstange, pzyι ist der Druck im Zylinder (je nach Bewegungsrichtung kolben- oder ringseitig), Azyι ist die Querschnittsfläche des Zylinders (je nach Bewegungsrichtung kolben- oder ringseitig), ß ist die Ölkompressibilität, VZyι ist das Zylindervolumen, QFA ist der Förderstrom im Hydraulikkreis für das Wippwerk und KPA ist die Proportionalitätskonstante, die den Zusammenhang zwischen Förderstrom und Ansteuerspannung des Proportionalventils angibt. Dynamische Effekte der unterlagerten Förderstromregelung werden; vernachlässigt. Bei der Ölkompression im Zylinder wird als relevantes Zylindervolumen die Hälfte des Gesamtvolumens des Hydraulikzylinders angenommen. zZyι,zZyι smd die Position bzw. die Geschwindigkeit der Zylinderstange. Diese sind ebenso wie die geometrischen Parameter db und φp von der Aufrichtkinematik abhängig.
In Fig. 7 ist die Aufrichtkinematik des Wippwerks dargestellt. Beispielhaft ist der Hydraulikzylinder oberhalb des Drehpunktes des Auslegers am Kranturms verankert. Aus Konstruktionsdaten kann der Abstand da zwischen diesem Punkt und dem Drehpunkt des Auslegers entnommen werden. Die Kolbenstange des Hydraulikzylinders ist am Ausleger im Abstand db befestigt. Der Korrekturwinkel φo berücksichtigt die Abweichungen der Befestigungspunkte von der Ausleger- bzw. Turmachse und ist ebenfalls aus Konstruktionsdaten bekannt. Daraus läßt sich der folgende Zusammenhang zwischen Aufrichtwinkel φA und Hydraulikzylinderposition zZy/ herleiten.
ZZyl = dl + dl ~ 2dbda sin( ~ <Pθ) (12)
Da nur der Aufrichtwinkel φA Meßgröße ist, ist die umgekehrte Relation von (12) sowie die Abhängigkeit zwischen Kolbenstangengeschwindigkeit zZyl und Aufrichtgeschwindigkeit φA ebenfalls von Interesse.
dφÄ . 4da + db -2dbda sm(PA - <PÖ) . ,v
<PΛ = - dz — , zz≠ = - d -zb-d,a cos ;(φA - φ0) zzyι (14)
Für die Berechnung des wirksamen Momentes auf den Ausleger ist außerdem die Berechnung des Projektionswinkels φp erforderlich.
Alternativ kann hierzu wieder anstatt der Hydraulikgleichungen (11) eine Näherung für die Dynamik der Antriebe mit einen approximativen Zusammenhang als Verzögerungsglied 1. oder höherer Ordnung vorgesehen werden. Damit erhält man beispielhaft
sZ≠(s) = -^-UslA (s) (16)
bzw. im Zeitbereich
Damit kann aus den Gleichungen (17), (14) und (10) ebenfalls eine adäquate Modellbeschreibung aufgebaut werden; Gleichung (9) wird nicht benötigt. TΛAntr ist die approximative (aus Messungen ermittelte Zeitkonstante zur Beschreibung des Verzögerungsverhaltens der Antriebe. KPAAntr die resultiertende Verstärkung zwischen Ansteuerspannung und resultierender Geschwindigkeit im stationären Fall. Bei einer unerheblichen Zeitkonstante bezüglich der Antriebsdynamik kann direkt eine Proportionalität zwischen Geschwindigkeit und Ansteuerspannung des Proportionalventils angenommen werden.
zZyl = KPAdirektuStA 08)
Auch hier kann dann aus den Gleichungen (18), (10) und (14) eine adäquate Modellbeschreibung aufgebaut werden.
Letzte Bewegungsrichtung ist das Drehen der Last am Lasthaken selbst durch das Lastschwenkwerk. Eine entsprechende Beschreibung dieser Regelung ergibt sich aus der deutschen Patentanmeldung DE 100 29 579 vom 15.06.2000, auf deren Inhalt hier ausdrücklich verwiesen wird. Die Rotation der Last wird über das zwischen einer am Seil hängenden Unterflasche und einer Lastaufnahmevorrichtung angeordnete Lastschwenkwerk vorgenommen. Dabei werden auftretende Torsionsschwingungen unterdrückt. Damit kann die in den meisten Fällen ja eben nicht rotationssymmetrische Last lagegenau aufgenommen, durch einen entsprechenden Engpass bewegt und abgesetzt werden. Selbstverständlich wird auch diese Bewegungsrichtung im Modul zur optimierten Bewegungsführung integriert, wie dies beispielsweise anhand der Übersicht in Fig. 3 dargestellt ist. In besonders vorteilhafter Weise kann hier die Last schon nach dem Aufnehmen während des Transportes durch die Luft in die entsprechend gewünschte Schwenkposition mittels des Lastschwenkwerkes verfahren werden, wobei hier die einzelnen Pumpen und Motoren synchron angesteuert werden. Wahlweise kann auch ein Modus für eine drehwin- kelunabhängige Orientierung gewählt werden. Daraus ergibt sich die nachfolgend aufgeführte Bewegungsgleichung. Die Varai- ablenbezeichnung entsprechen der DE 100 29 579 vom 15.06.2000. Dabei wurde keine Linearisierung vorgenommen.
(®LC + ®UC )J drill (19)
Auch für das Lastschwenkwerk können nun Differentialgleichungen zur Beschreibung der Antriebsdynamik zur Verbesserung der Funktion wie bei der Drehbewegung zusätzlich berücksichtigt werden. Hier soll auf eine detaillierte Darstellung verzichtet werden.
Die Dynamik des Hubwerks sei vernachlässigt, da die Dynamik der Hubwerksbewegung im Vergleich zur Systemdynamik des Lastpendelung des Krans schnell ist. Wie beim Lastschwenkwerk können jedoch bei Bedarf die entsprechenden dynamischen Gleichungen zur Beschreibung der Hubwerksdynamik jederzeit ergänzt werden.
Die verbleibenden Gleichungen zur Beschreibung des Systemverhaltens sollen nun in eine nichtlineare Zustandsraumdarstellung nach Isidori, Nonlinear Control Systems Springer Verlag 1995 gebracht werden. Dies sei beispielhaft basierend auf den Gleichungen (2), (3), (9), (10), (14), (15) durchgeführt. Dabei ist die Rotationsachse der Last um die Hochachse und die Hubwerksachse in diesem nun nachfolgenden Beispiel nicht berücksichtigt. Es ist jedoch keine Schwierigkeit, diese in die Modellbeschreibung mit aufzunehmen. Für den vorliegenden Andwendungsfall sei ein Kran ohne automatisches Lastschwenkwerk angenommen, das Hubwerk wird aus Sicherheitsgründen vom Kranbediener manuell bedient. Dementsprechend erhält man:
x = a(x) + b(x)u Zustandsraumdarstellung: , (20) y = £(χ) mit: Zustandsvektor: χ = [φD ΦD ΨA ΨA Ψst Φst <Psr ΦÄ- Pzyιf
(21 )
Steuergröße: H = [ustD USIA Y (22)
Ausgangsgröße: y = [φLD rLA] (23)
Die Vektoren a(χ),b(χ),c(x) ergeben sich durch Umformung der Gleichungen (2)- (4), (8)-(15).
Im Betrieb des Moduls zur optimierten Bewegungsführung ohne unterlagerte Lastpendeldämpfung tritt im halbautomatischen Betrieb die Problematik auf, dass der Zustand x als Messvektor vollständig vorliegen muß. Da in diesem Fall aber keine Pendelwinkelsensoren installiert sind, müssen die in diesem oben beschriebenen Fall beispielhaft die Pendelwinkelgrößen φst >Ψst>ΨSr>Ψsr aus den Ansteuergrößen UΆD, uStA und den Meßgrößen ψD>Ψ'D>ΨA>ΨA>Pzyl rekonstruiert werden. Hierzu wird das nichtlineare Modell nach Gleichung (20-23) linearisiert und beispielsweise ein parameteradaptiver Zustandsbeobachter (siehe auch Fig. 4 Block 43) entworfen. Bei reduzierten Genauigkeitsanforderungen kann vereinfachend auch eine Zu- standsnachführung der Seilwinkelgrößen basierend auf den Modellgleichungen und den bekannten Verläufen der Eingangsgrößen sowie der messbaren Zustandsgrößen erfolgen.
Die Sollverläufe für die Eingangssignale (Steuergrößen) ustD (t), ustA (t) werden durch die Lösung eines Optimalsteuerungsproblems, d.Dh. einer Aufgabe der dynamischen Optimierung bestimmt. Hierzu wird die angestrebte Reduktion des Last- pendelns in einem Zielfunktional erfasst. Randbedingungen und Trajektorien- beschränkungen des Optimalsteuerungsproblems ergeben sich aus den Bahndaten, den technischen Restriktionen des Kransystems (z.DB. limitierte Antriebsleistung, sowie Beschränkungen aufgrund von dynamischer Lastmomentbegrenzungen zur Verhinderung des Kippens des Krans) sowie erweiterten Forderungen an die Bewegung der Last. Beispielsweise ist es mit dem im folgenden beschriebenen Verfahren erstmals möglich, den Bahnkorridor, den die Last bei der Aufschaltung der berechneten Steuerfunktionen benötigt, exakt im vorhinein zu prädizieren. Damit sind Automatisierungsmöglichkeiten gegeben, die vormals nicht lösbar waren. Eine solche Formulierung des Optimalsteuerungsproblems wird im folgenden beispielhaft sowohl für den vollautomatischen Betrieb des Systems mit vorgegebenem Start- und Zielpunkt der Lastbahn als auch für den Handhebelbetrieb gegeben.
Im Fall des vollautomatischen Betriebs wird die gesamte Bewegung vom vorgegebenem Start- bis zum vorgegebenen Zielpunkt betrachtet. Im Zielfunktional des Optimalsteuerungsproblems werden die Lastpendelwinkel quadratisch bewertet. Die Minimierung dieses Zielfunktionals liefert daher eine Bewegung mit reduzierter Lastpendelung. Eine zusätzliche Bewertung der Lastpendelwinkelgeschwindigkeiten mit einem zeitvarianten (zum Ende des Optimierungshorizonts zunehmenden) Strafterm ergibt eine Beruhigung der Lastbewegung am Ende des Optimierungshorizonts. Ein Regularisierungsterm mit quadratischer Bewertung der Amplituden der Steuergrößen kann die numerische Kondition der Aufgabe günstig beeinflussen.
J = jfe (0 + ( )+ Pu ( stD ( > «SU (0)) ( )
Ό
Bezeichnungen: to Vorgegebener Startzeitpunkt tf Vorgegebener Endzeitpunkt p(t) Zeitvarianter Strafkoeffizient
Pu(ustD,UstA) Regularisierungsterm (quadratische Bewertung der Steuergrößen)
Im Handhebelbetrieb wird dagegen nicht die komplette Lastbewegung zwischen vorgegebenem Start- und Zielpunkt betrachtet, sondern das Optimalsteuerungsproblem wird auf einem mit dem dynamischen Vorgang mitbewegten Zeitfenster [t0,tf] betrachtet. Der Startzeitpunkt des Optimierungshorizonts tQ ist der aktuelle
Zeitpunkt, und im Optimalsteuerungsproblem wird die Dynamik des Kransystems im Prognosehorizont bis tf betrachtet. Dieser Zeithorizont ist ein wesentlicher Tuning-Parameter des Verfahrens und ist nach unten durch die Schwingungsdauer der Lastpendelbewegung begrenzt.
Im Zielfunktional des Optimalsteuerungsproblems ist neben der angestrebten Reduktion des Lastpendeins die Abweichung der tatsächlichen Lastgeschwindigkeit von den durch die Handhebelstellungen vorgegebenen Sollgeschwindigkeiten zu berücksichtigen.
ΦLD ( - ΦLD, I +
J = 1 PLD ( SCII J + PIA ^'LA (0 ~ ^A dt (25) i + ' φ 1 l ( + φl (0 + P( S, ( + Φl ( )+ pu (um (0, ustA (t))
Bezeichnungen: t0 Vorgegebener Startzeitpunkt des Optimierungshorizonts tf Vorgegebener Endzeitpunkt des Prognosezeitraums
PLD Bewertungskoeffizient Abweichung Lastdrehwinkelgeschwindigkeit φLD soll Durch Handhebelstellung vorgegebene Lastdrehwinkelgeschwindigkeit PIA Bewertungskoeffizient Abweichung radiale Lastgeschwindigkeit rLA soU Durch Handhebelstellung vorgegebene radiale Lastgeschwindigkeit
Im vollautomatischen Betrieb mit vorgegebenem Start- und Zielpunkt ergeben sich die Randbedingungen für das Optimalsteuerungsproblem aus deren Koordinaten und den Anforderungen einer Ruhelage in Start und Zielposition. ΨD fto ) = Φofi » <PD (ff ) = <PD Φι>(t0) = 0, φD(tf ) = 0
ΦA (t0) = 0, φA (tf) = 0 (26) <Pst ( o) = 0> <Pst (tf) = 0 φSr(t 0) = 0> (PsΛtf) = Q
Bezeichnungen: φDιo Startpunkt Drehwerkswinkel
Φo,f Endpunkt Drehwerkswinkel
ΓLA,O Startpunkt Lastposition rt_ ,f Endpunkt Lastposition
Die Randbedingungen für den Druck im Zylinder ergeben sich aus den stationären Werten im Start- und Zielpunkt nach Gleichung (11).
Im Handhebelbetrieb muß dagegen in den Randbedingungen berücksichtigt werden, dass die Bewegung nicht aus einer Ruhelage startet und im allgemeinen auch nicht in einer Ruhelage endet. Die Randbedingungen zum Startzeitpunkt des Optimierungshorizonts t0 ergeben sich aus dem aktuellen Systemzustand χ(tϋ) , der gemessen wird bzw. über ein mitgeführtes Modell aus den Ansteuergrößen uSιtD, uS!A und den Meßgrößen §D 'D> $A>'$A>PZyl über einen parameteradaptiven Zu- standsbeobachter rekonstruiert wird.
Die Randbedingungen am Ende des Optimierungshorizonts tf sind frei.
Aufgrund der technischen Parameter des Kransystems ergeben sich eine Reihe von Restriktionen, die unabhängig vom Betriebsmodus im Optimalsteuerungsproblem zu berücksichtigen sind. So ist die Antriebsleistung limitiert. Dies kann über einen maximalen Förderstrom in den hydraulischen Antrieben beschrieben werden und über Amplitudenbeschränkungen für die Steuergrößen in das Optimalsteuerungsproblem einbezogen werden.
— u StD,max < ustD (t) ≤ u StD,mm.
(27) ≤ uSfA (t) ≤ us
Zur Vermeidung von Beanspruchungen des Systems durch abrupte Lastwechsel, deren Folgen in dem oben beschriebenen vereinfachten dynamischen Modell nicht erfasst sind, wird die Änderungsgeschwindigkeit der Steuergrößen limitiert. Dadurch kann definiert die mechanische Beanspruchung limitiert werden.
UStD,max — UStD ( ≤ uStD,max /<->o\
UStA,max — U StA ~ USlA,nmx
Zusätzlich kann gefordert werden, dass die Steuergrößen als Funktionen der Zeit stetig sein sollen und stetige erste Ableitungen bezüglich der Zeit besitzen.
Der Aufrichtwinkel ist aufgrund der Krankonstruktion limitiert
Bezeichnungen:
UstD,maχ Maximalwert Ansteuerfunktion Drehwerk
"ÄD,Π» Maximale Änderungsgeschwindigkeit Ansteuerfunktion Drehwerk
UstA,max Maximalwert Ansteuerfunktion Wippwerk ύstΛ,ma. Maximale Änderungsgeschwindigkeit Ansteuerfunktion Wippwerk
ΦA.WIΠ Minimalwert Aufrichtwinkel max Maximalwert Aufrichtwinkel Zusätzliche Restriktionen ergeben sich aus weitergehenden Anforderungen an die Bewegung der Last. So kann beim vollautomatischen Betrieb, bei dem die gesamte Lastbewegung vom Start- bis zum Zielpunkt betrachtet wird, eine monotone Änderung des Drehwinkels gefordert werden.
ΦD(t){φn(tf ) ~ φD(t0))≥ Q (30)
Bahnkorridore lassen sich sowohl im vollautomatischen als auch im Handhebelbetrieb über die analytische Beschreibung der zulässigen Lastpositionen mit Hilfe von Ungleichungsrestriktionen in die Berechnung der optimalen Steuerung einbeziehen.
Smm ≤ g(<PLD (0, rLA (0) ≤ gm,x (31 )
Mit Hilfe dieser Ungleichungsbedingungen wird ein Bahnverlauf im Inneren eines zulässigen Bereichs, hier des Bahnkorridors erzwungen, die Grenzen dieses zulässigen Bereichs begrenzen die Lastbewegung und stellen somit .virtuelle Wände' dar.
Besteht die abzufahrende Bahn nicht nur aus Start- und Zielpunkt, sondern sind weitere Punkte in vorgegebener Reihenfolge abzufahren, so kann das durch innere Randbedingungen in das Optimalsteuerungsproblem einbezogen werden.
ΨD (',■ ) = ΨD, i » ΨA (U ) = (32)
Bezeichnungen: tj (freier) Zeitpunkt des Erreichens des vorgegebenen Bahnpunktes i φDιJ Drehwinkelkoordinate des vorgegebenen Bahnpunktes i
JTIA ) Radiale Position des vorgegebenen Bahnpunktes i Der Anspruch ist nicht an eine bestimmte Methode zur numerischen Berechnung der optimalen Steuerungen gebunden. Der Anspruch bezieht sich ausdrücklich auch auf eine angenäherte Lösung der oben angegebenen Optimalsteuerungs- probleme, bei der im Hinblick auf einen reduzierten Rechenaufwand beim on-line Einsatz nur eine Lösung ausreichender (nicht maximaler) Genauigkeit ermittelt wird. Zudem kann aus Effektivitätsgründen eine Reihe der oben formulierten harten Beschränkungen (Randbedingungen oder Trajektorienungleichungsbeschränkun- gen) numerisch als weiche Beschränkung über eine Bewertung der Beschränkungsverletzung im Zielfunktional behandelt werden.
Beispielhaft soll hier jedoch die numerische Lösung mittels Mehrstufen- Steuerungsparametrisierung erläutert werden.
Zur näherungsweisen numerischen Lösung des Optimalsteuerungsproblems wird der Optimierungshorizont diskretisiert.
t0 = t° < t' <•• < tκ = t t (33)
Die Länge der Teiiintervalle τ ,^+ kann dabei an die Dynamik des Problems ange- passt werden. Eine größere Anzahl von Teilintervallen führt in der Regel zu einer Verbesserung der Näherungslösung, aber auch zu einem erhöhten Berechnungsaufwand.
Auf jedem dieser Teilintervalle wird nun der Zeitverlauf der Steuergrößen durch eine Ansatzfunktion Uk mit einer festen Anzahl von Parametern uk (Steuerungsparameter) approximiert.
u(t) * uapp(t) tk ≤ t ≤ tM (34)
Nun kann die Zustandsdifferentialgleichung des dynamischen Modells numerisch integriert und das Zielfunktional ausgewertet werden, wobei anstelle der Steuergrößen die approximierten Zeitverläufe eingesetzt werden. Im Ergebnis wird das Zielfunktional als Funktion der Steuerungsparameter uk, k=0,...,K-1 erhalten. Die Randbedingungen und die Trajektorienbeschränkungen lassen sich ebenso als Funktionen der Steuerungsparameter auffassen.
Das Optimalsteuerungsproblem wird auf diese Weise durch ein nichtlineares Optimierungsproblem in den Steuerungsparametem angenähert, wobei Zielfunktionsberechnung und Beschränkungsauswertung des nichtlinearen Optimierungsproblems jeweils die numerische Integration des dynamischen Modells unter Berücksichtigung des Approximationsansatzes nach Gleichung (34) erfordern. Dieses beschränkte nichtlineare Optimierungsproblem kann nun numerisch gelöst werden, wobei hierzu ein übliches Verfahren der sequentiellen quadratischen Programmierung (SQP) eingesetzt wird, bei dem die Lösung des nichtlinearen Problems über eine Folge von linear-quadratischen Näherungen bestimmt wird. Die Effizienz der numerischen Lösung kann beträchtlich gesteigert werden, wenn zusätzlich zu den Steuerungsparametern des Intervalls k auch noch der Anfangszustand
xk x(tk), k = ö,...,K (35)
des jeweiligen Intervalls als Variable des nichtlinearen Optimierungsproblems betrachtet wird. Durch geeignete Gleichungsbeschränkungen ist die Stetigkeit der approximierten Zustandstrajektorien zu sichern. Damit steigt die Dimension des nichtlinearen Optimierungsproblems an. Es ergibt sich jedoch eine beträchtliche Vereinfachung in der Verkopplung der Problemvariablen und zudem eine starke Strukturierung des nichtlinearen Optimierungsproblems. Daher sinkt der Lösungsaufwand in vielen Fällen beträchtlich, vorausgesetzt, die Problemstruktur wird im Lösungsalgorithmus geeignet ausgenutzt.
Eine zusätzliche deutliche Reduktion des Rechenaufwands zur Lösung des Optimalsteuerungsproblems wird durch eine Approximation mittels Linearisierung der Systemgleichungen erreicht. Dabei werden die ursprünglichen nichtlinearen Zu- standsdifferentialgleichungen und algebraischen Ausgangsgleichungen (20) entlang einer zunächst beliebig vorgegebenen Systemtrajektorie (xref(t), uref(t)), die die Zustandsdifferentialgleichungen erfüllt, linearisiert. Δx = A(t)Δx + B(t)Δu
(36) ky = C(t)Δx
Dabei bezeichnen die Größen Ax,Δu,Δy die Abweichungen vom Referenzverlauf der jeweiligen Größe
Aχ = x-xref, Δu = u -uref, y = y-yref xιef = a(xιef) + b(x,ef) ■ uref (37)
Die zeitvarianten Matrizen A(t), B(t), C(t) ergeben sich aus den Jacobi-Matrizen
dc(xrpf (t))
A(t) b(X>ef (t)), c( = re/; ..(38)
Wird nun die Optimalsteuerungsaufgabe in den Variablen
Aχ,Δu formuliert, so ergibt sich ein beschränktes linear-quadratisches Optimalsteuerungsproblem. Bei geeigneter Wahl der Ansatzfunktionen Uk kann die Zu- standsdifferentialgleichung über die zugehörige Bewegungsgleichung auf jedem Teilintervall [t,^1] analytisch gelöst werden, und die aufwendige numerische Integration entfällt.
Die Optimalsteuerungsaufgabe wird so durch ein endlich-dimensionales quadratisches Optimierungsproblem mit linearen Gleichungs- und Ungleichungsrestriktio- nen approximiert, welches mit einem angepassten Standardverfahren numerisch gelöst werden kann. Der numerische Aufwand hierfür ist wiederum deutlich geringer als bei dem oben beschriebenen nichtlinearen Optimierungsproblem. Der beschriebene Linearisierungsansatz ist besonders für die näherungsweise Lösung der Optimalsteuerungsprobleme bei Handhebelbetrieb geeignet, da in diesem Fall zum einen aufgrund des kürzeren Optimierungshorizonts (Zeitfenster [to.ty]) die durch die Linearisierung bedingten Ungenauigkeiten eine geringere Auswirkung haben und zum anderen mit den im jeweils vorangehenden Zeitschritt berechneten optimalen Steuerungs- und Zustandsveriäufen geeignete Referenztrajektorien zur Verfügung stehen.
Als Lösung des Optimalsteuerungsproblems werden die optimalen Zeitverläufe sowohl der Steuergrößen als auch der Zustandsgrößen des dynamischen Modells erhalten. Diese werden bei Betrieb mit unterlagerter Regelung als Stell- und Führungsgrößen aufgeschaltet. Da in diesen Sollfunktionen das dynamische Verhalten des Krans berücksichtigt ist, müssen durch die Regelung nur noch Störgrößen und Modellabweichungen ausgeglichen werden.
Bei Betrieb ohne unterlagerte Regelung werden die optimalen Verläufe der Steuergrößen dagegen direkt als Stellgrößen aufgeschaltet.
Weiterhin liefert die Lösung des Optimalsteuerungsproblems eine Prognose der Bahn der pendelnden Last, die für erweiterte Maßnahmen zur Kollisionsvermeidung nutzbar ist.
Fig. 8 zeigt das Ablaufdiagramm für die Berechnung der optimierten Steuergröße im vollautomatischen Betrieb. Dies untersetzt Modul 37 aus Fig. 3. Ausgehend von den durch die Sollpunktmatrix festgelegten Start- und Zielpunkten der Lastbewegung wird das Optimalsteuerungsproblem durch Einbeziehung der Vorgabe des zulässigen Bereichs und der technischen Parameter definiert. Die numerische Lösung des Optimalsteuerungsproblems liefert optimale Zeitverläufe der Steuer- und Zustandsgrößen. Diese werden bei unterlagerter Regelung zur Lastpendeldämpfung als Stell- und Führungsgrößen aufgeschaltet. Alternativ kann eine Realisierung ohne unterlagerte Regelung - dann mit direkter Aufschaltung der optimalen Ansteuerfunktionen auf die Hydraulik - realisiert werden.
Fig. 9 zeigt das Zusammenwirken von Zustandsrekonstruktion und Berechnung der optimalen Steuerung im Fall des Handhebelbetriebs. Der Zustand des dynamischen Kranmodells wird unter Nutzung der verfügbaren Meßgrößen nachgeführt. Durch Lösung des Optimalsteuerungsproblems werden solche Zeitverläufe der Ansteuerfunktionen ermittelt, die - ausgehend von diesem akuellen Zustand - bei re- duziertem Lastpendeln die Lastgeschwindigkeit an die über die Handhebel vorgegebenen Sollwerte heranführt.
Eine einmal berechnete optimale Steuerung wird nicht über den vollen Zeithorizont [t0,tf] realisiert, sondern laufend an den aktuellen Systemzustand und die aktuellen Sollwerte angepasst. Die Frequenz dieser Anpassung ist durch die benötigte Rechenzeit zur Neuberechnung der optimalen Steuerung limitiert.
Fig. 10 zeigt beispielhafte Ergebnisse für optimale Zeitverläufe der Steuergrößen im vollautomatischen Betrieb. Dabei wurde ein Zeithorizont von 30 s vorgegeben. Die Ansteuerfunktionen sind stetige Funktionen der Zeit mit stetigen 1. Ableitungen.
Fig. 11 zeigt beispielhafte Zeitverläufe von Steuergrößen und Regelgrößen im simulierten Handhebelbetrieb. Die Sollwerte für die Lastgeschwindigkeit (die Handhebelvorgaben) werden in Form von zeitlich versetzten Rechteckimpulsen variiert. Die Aktualisierung der optimalen Steuerung erfolgt mit einer Abtastzeit von 0.2 s.

Claims

Kran oder Bagger zum Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last mit optimierter BewegungsführungPatentansprüche
1. Kran oder Bagger zum Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last mit einem Drehwerk zum Drehen des Kranes oder Baggers, einem Wippwerk zum Aufrichten bzw. Neigen eines Auslegers und einem Hubwerk zum Heben bzw. Senken der an dem Seil aufgehängten Last mit einem Antriebssystem,
gekennzeichnet durch
eine Bahnsteuerung (31 ) deren Ausgangsgrößen (u0UtD, u0UtA, u0UtL, u0UtR) direkt oder indirekt als Eingangsgrößen in die Regelung für die Position bzw. die Geschwindigkeit des Kranes (41 ) oder Baggers eingehen, wobei die Führungsgrößen für die Steuerung in der Bahnsteuerung (31) so generiert werden, daß sich eine Lastbewegung mit minimierten Pendelausschlägen ergibt. - 2 -
2. Kran oder Bagger nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, daß in der Bahnsteuerung (31 ) modellbasiert optimale Steuertrajektorien online berechnet und aktualisiert werden.
3. Kran oder Bagger nach Anspruch 2 gekennzeichnet durch modellbasierte optimale Steuertrajektorien basierend auf einem um Referenztrajektorien lineari- siertem Modell.
4. Kran oder Bagger nach Anspruch 2 gekennzeichnet durch modellbasierte optimale Steuertrajektorien basierend auf einem nichtlinearen Modellansatz.
5. Kran oder Bagger nach einem der Ansprüche 1 bis 4 gekennzeichnet durch modellbasierte optimale Steuertrajektorien unter Rückführung von allen Zustandsgrößen.
6. Kran oder Bagger nach einem der Ansprüche 1 bis 4 gekennzeichnet durch modellbasierte optimale Steuertrajektorien unter Rückführung von mindestens einer Meßröße und Schätzung der verbleibenden Zustandsgrößen.
7. Kran oder Bagger nach einem der Ansprüche 1 bis 4 gekennzeichnet durch modeilbasierte optimale Steuertrajektorien unter Rückführung von mindestens einer Meßröße und Nachführung der verbleibenden Zustandsgrößen durch modellbasierte Vorwärtssteuerung.
8. Kran oder Bagger nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Bahnsteuerung (31 ) als Vollautomatik oder als Halbautomatik durchführbar ist.
9. Kran oder Bagger nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß in die Bahnsteuerung (31) als Eingangsgröße eine Sollpunktmatrix (35) für die Position und Orientierung der Last eingebbar ist. - 3 -
10. Kran oder Bagger nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Sollpunktmatrix (35) aus Start- und Zielpunkt besteht.
11. Kran oder Bagger einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß im Fall eines halbautomatischen Betriebs zusätzlich die gewünschte Zielgeschwindigkeit der Last durch die Stellung des Handhebels (34) in die Bahnsteuerung (31 ) eingebbar ist.
12. Kran oder Bagger nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, daß im halbautomatischen Betrieb über Sensoren die Meßgrößen der Positionen von Kran und Last erfaßbar und in die Bahnsteuerung (31 ) zurückführbar sind.
13. Kran oder Bagger nach Anspruch 11 , dadurch gekennzeichnet, daß im halbautomatischen Betrieb die Positionen von Kran und Last in einem Modul zum modellbasierten Schätzverfahren (43) schätzbar und in die Bahnsteuerung (31) zurückführbar sind.
14. Kran oder Bagger nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausgangsgrößen (u0UtD, u0UtA, uoutL, u0Ut ) zunächst in eine unterlagerte Regelung mit Lastpendeldämfung geführt werden.
15. Kran oder Bagger nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die Lastpendeldämpfung ein Bahnplanungsmodul, eine Zentripetalkraftkompensationseinrichtung und zumindest einen Achsregler für das Drehwerk, einen Achsregler für das Wippwerk, einen Achsregler für das Hubwerk und einen Achsregler für das Schwenkwerk aufweist.
16. Kran oder Bagger nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß mittels der Bahnsteuerung (31 ) die Bewegungsbahn der Last derart festlegbar ist, daß vorbestimmte freie Bereiche von der pendelnden Last nicht verlassen werden können.
EP04739403A 2003-05-30 2004-05-27 Kran oder bagger zum umschlagen von einer an einem lastseil hängenden last mit optimierter bewegungsführung Expired - Fee Related EP1628902B1 (de)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE10324692A DE10324692A1 (de) 2003-05-30 2003-05-30 Kran oder Bagger zum Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last mit optimierter Bewegungsführung
PCT/EP2004/005734 WO2004106215A1 (de) 2003-05-30 2004-05-27 Kran oder bagger zum umschlagen von einer an einem lastseil hängenden last mit optimierter bewegungsführung

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP1628902A1 true EP1628902A1 (de) 2006-03-01
EP1628902B1 EP1628902B1 (de) 2007-10-17

Family

ID=33482330

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP04739403A Expired - Fee Related EP1628902B1 (de) 2003-05-30 2004-05-27 Kran oder bagger zum umschlagen von einer an einem lastseil hängenden last mit optimierter bewegungsführung

Country Status (7)

Country Link
US (1) US7426423B2 (de)
EP (1) EP1628902B1 (de)
JP (1) JP4795228B2 (de)
KR (1) KR20060021866A (de)
DE (2) DE10324692A1 (de)
ES (1) ES2293271T3 (de)
WO (1) WO2004106215A1 (de)

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2448432A (en) * 2004-03-19 2008-10-15 Subsea 7 Ltd Apparatus and Method for Heave Compensation
CN107014902A (zh) * 2017-04-12 2017-08-04 河北大学 一种风电叶片检测装置及其检测方法
WO2020001991A1 (de) 2018-06-26 2020-01-02 Liebherr-Components Biberach Gmbh Kran und verfahren zum steuern eines solchen krans
WO2022114953A1 (en) 2020-11-24 2022-06-02 Prince Lifting Devices (Pld) B.V. Crane for handling a cable-suspended load, method of manufacturing such a crane and use of such a crane
WO2022141458A1 (zh) * 2020-12-31 2022-07-07 中联重科股份有限公司 吊装控制方法及***、工程机械
US11447372B2 (en) 2017-07-03 2022-09-20 Liebherr-Werk Biberach Gmbh Crane and method for controlling such a crane
US11932517B2 (en) 2019-03-08 2024-03-19 Liebherr-Werk Biberach Gmbh Crane and device for controlling same

Families Citing this family (62)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20040236673A1 (en) 2000-10-17 2004-11-25 Eder Jeff Scott Collaborative risk transfer system
US20080027769A1 (en) 2002-09-09 2008-01-31 Jeff Scott Eder Knowledge based performance management system
US20080256069A1 (en) * 2002-09-09 2008-10-16 Jeffrey Scott Eder Complete Context(tm) Query System
US20110040631A1 (en) * 2005-07-09 2011-02-17 Jeffrey Scott Eder Personalized commerce system
US20090043637A1 (en) * 2004-06-01 2009-02-12 Eder Jeffrey Scott Extended value and risk management system
WO2006050198A2 (en) * 2004-10-28 2006-05-11 Accelerated Pictures, Llc Client/server-based animation software, systems and methods
US8713025B2 (en) 2005-03-31 2014-04-29 Square Halt Solutions, Limited Liability Company Complete context search system
KR20080040624A (ko) * 2005-04-22 2008-05-08 소렌슨 칼리드 리프 크레인에서 위치설정을 향상시키고 케이블의 흔들림을감소시키는 데에 적용되는 다중상태 제어를 위하여 피드백및 명령이 조합된 쉐이핑 제어기
DE102005036848B4 (de) * 2005-08-04 2007-11-22 Siemens Ag Verfahren und Einrichtung zur Bewegungsführung eines bewegbaren Maschinenelements einer Maschine
DE102005043022A1 (de) * 2005-09-09 2007-03-22 Siemens Ag Verfahren und/oder Vorrichtung zur Steuerung und/oder Überwachung einer Bewegung bei industriellen Maschinen
DE102005048390A1 (de) * 2005-10-10 2007-04-19 Siemens Ag Verfahren und Einrichtung zur Bewegungsführung eines bewegbaren Maschinenelementes einer Maschine
US7831333B2 (en) 2006-03-14 2010-11-09 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh Method for the automatic transfer of a load hanging at a load rope of a crane or excavator with a load oscillation damping and a trajectory planner
EP1834920B1 (de) * 2006-03-15 2010-01-20 Liebherr-Werk Nenzing GmbH Verfahren zum automatischen Umschlagen von einer Last eines Kranes mit Lastpendelungsdämpfung und Bahnplaner
JP5642326B2 (ja) * 2006-03-22 2014-12-17 リープヘル−ヴェルク ネンツィング ゲーエムベーハー クレーン又はバガーで吊り荷ロープに吊り下げられている吊り荷を自動的に積み替える方法
US8498915B2 (en) 2006-04-02 2013-07-30 Asset Reliance, Inc. Data processing framework for financial services
DE102006033277A1 (de) * 2006-07-18 2008-02-07 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh, Nenzing Verfahren zum Steuern der Orientierung einer Kranlast
US20080028312A1 (en) * 2006-07-28 2008-01-31 Accelerated Pictures, Inc. Scene organization in computer-assisted filmmaking
WO2008014486A2 (en) * 2006-07-28 2008-01-31 Accelerated Pictures, Inc. Improved camera control
DE102006048988A1 (de) * 2006-10-17 2008-04-24 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh, Nenzing Steuerungssystem für einen Auslegerkran
DE102007039408A1 (de) 2007-05-16 2008-11-20 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh Kransteuerung, Kran und Verfahren
EP1992583B2 (de) 2007-05-16 2023-11-22 Liebherr-Werk Nenzing GmbH Kran mit Kransteuerung
TWI444939B (zh) * 2008-01-10 2014-07-11 Univ Nat Taiwan 工程吊車之模擬系統及其方法
US7934329B2 (en) * 2008-02-29 2011-05-03 Caterpillar Inc. Semi-autonomous excavation control system
DE102009032269A1 (de) * 2009-07-08 2011-01-13 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh Kransteuerung zur Ansteuerung eines Hubwerkes eines Kranes
DE102009032270A1 (de) * 2009-07-08 2011-01-13 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh Verfahren zur Ansteuerung eines Antriebs eines Kranes
DE102009032267A1 (de) * 2009-07-08 2011-01-13 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh, Nenzing Kran zum Umschlagen einer an einem Lastseil hängenden Last
KR100963394B1 (ko) * 2010-03-19 2010-06-14 동명대학교산학협력단 적응 슬라이딩 모드 제어 기법에 의한 크레인 제어 장치 및 방법
DE102010038218B4 (de) 2010-10-15 2014-02-13 Deutsches Zentrum für Luft- und Raumfahrt e.V. Kran mit einer Struktur, mit mindestens einem an der Struktur angreifenden Aktuator und einer den Aktuator zur Unterdrückung von Schwingungen der Struktur ansteuernden Steuerung
CN102001587B (zh) * 2010-11-17 2012-02-15 武汉船用机械有限责任公司 一种船用回转起重机吊臂搁置的自动控制方法及控制装置
CN102120545B (zh) * 2010-12-22 2012-12-19 中联重科股份有限公司 起重机防摇***
CN102502430B (zh) * 2011-11-22 2014-01-01 中联重科股份有限公司 起重机及其起重臂
CN102542123B (zh) * 2012-02-21 2013-04-10 长治清华机械厂 一种拉臂机构液压***压力优化计算方法
DE102012004914A1 (de) * 2012-03-09 2013-09-12 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh Kransteuerung mit Seilkraftmodus
CN102826471B (zh) * 2012-09-21 2014-05-14 徐州重型机械有限公司 起重机及其作业安全控制***、方法
CN102923577B (zh) * 2012-11-14 2014-12-10 中联重科股份有限公司 塔机回转臂架的控制方法、设备和***
ES2676452T3 (es) 2013-07-05 2018-07-19 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh Controlador de grúa
CN103324198B (zh) * 2013-07-08 2015-11-25 宁波江东晟创工业产品设计有限公司 一种基于计算机视觉技术的集卡定位自动引导***及其使用方法
CN103723629B (zh) * 2013-12-31 2017-02-15 三一海洋重工有限公司 一种起重机和起重机钢丝绳防摇控制方法
DE102014008094A1 (de) * 2014-06-02 2015-12-03 Liebherr-Werk Nenzing Gmbh Verfahren zum Steuern der Ausrichtung einer Kranlast und Auslegekran
US9822507B2 (en) 2014-12-02 2017-11-21 Cnh Industrial America Llc Work vehicle with enhanced implement position control and bi-directional self-leveling functionality
US10384915B2 (en) * 2015-03-19 2019-08-20 Tadano Ltd. Pivoting device
CN105334870B (zh) * 2015-10-31 2018-07-13 长治清华机械厂 一种拉臂装置多目标机构优化方法
JP6772803B2 (ja) * 2016-12-09 2020-10-21 株式会社タダノ クレーン
KR101875870B1 (ko) * 2016-12-30 2018-07-06 금원엔지니어링(주) 로프평형식 수평인입 크레인의 와이어리빙 설정방법
JP7082477B2 (ja) 2017-11-22 2022-06-08 古河機械金属株式会社 制御装置、制御方法及びプログラム
NL2021043B1 (en) 2018-06-01 2019-12-10 Itrec Bv Offshore wind turbine installation vessel and a crane for providing such a vessel and method for upending a monopile
WO2019181953A1 (ja) * 2018-03-19 2019-09-26 株式会社タダノ クレーン及びクレーンの制御方法
EP3566998B1 (de) 2018-05-11 2023-08-23 ABB Schweiz AG Steuerung von brückenkränen
US11987475B2 (en) * 2018-05-30 2024-05-21 Crane Cockpit Technologies Ltd. System and method for transporting a swaying hoisted load
JP7151223B2 (ja) * 2018-07-09 2022-10-12 株式会社タダノ クレーンおよびクレーンの制御方法
JP7172243B2 (ja) * 2018-07-25 2022-11-16 株式会社タダノ クレーンおよびクレーンの制御システム
JP7172256B2 (ja) * 2018-07-31 2022-11-16 株式会社タダノ クレーン
CN108975166B (zh) * 2018-08-29 2020-07-03 微特技术有限公司 一种基于变幅钢丝绳取力的称重方法
CN109019346B (zh) * 2018-09-30 2023-04-25 武汉理工大学 一种嵌入式智能化起重机变幅调速方法及操纵手柄
JP7247703B2 (ja) * 2019-03-27 2023-03-29 株式会社タダノ クレーンの制御方法およびクレーン
CN110407095B (zh) * 2019-06-25 2021-08-13 河南科技大学 一种基于在线轨迹规划的桥式起重机定位消摆控制方法
DE102019122796A1 (de) 2019-08-26 2021-03-04 Liebherr-Werk Biberach Gmbh Kran und Verfahren zum Steuern eines solchen Krans
JP6966108B2 (ja) * 2020-03-18 2021-11-10 Ｔｏｔａｌｍａｓｔｅｒｓ株式会社 建設作業機械の測位較正方法及びその測位較正コントローラ
DE102020113699A1 (de) 2020-05-20 2021-11-25 TenneT TSO GmbH Hebeeinrichtung und ein mit einer solchen Hebeeinrichtung ausgestattetes Wasserfahrzeug sowie ein hierfür bestimmtes Arbeitsverfahren
JP7508920B2 (ja) 2020-07-22 2024-07-02 富士電機株式会社 制御装置、設計方法
DE102021130785A1 (de) 2021-11-24 2023-05-25 Liebherr-Werk Biberach Gmbh Kran
CN116639601B (zh) * 2023-07-25 2023-09-29 日照市海洋与渔业研究院(日照市海域使用动态监视监测中心、日照市水生野生动物救护站) 一种养殖起吊设备

Family Cites Families (18)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS56149987A (en) * 1980-04-22 1981-11-20 Mitsubishi Electric Corp Steady-rest controlling device for suspension type crane
JPS6133487A (ja) * 1984-07-20 1986-02-17 株式会社小松製作所 移動式クレ−ンの振れ止め制御方法および装置
DE4025749A1 (de) 1990-08-14 1992-02-20 Siemens Ag Verfahren zum automatischen betreiben eines drehkrans
US5526946A (en) * 1993-06-25 1996-06-18 Daniel H. Wagner Associates, Inc. Anti-sway control system for cantilever cranes
FR2713557B1 (fr) 1993-12-08 1996-03-01 Michelin & Cie Jante, anneau de soutien et ensemble comprenant lesdits éléments.
DE19502421C2 (de) 1995-01-26 1997-03-27 Siemens Ag Verfahren und Vorrichtung zum Transport einer Last
DE19509734A1 (de) 1995-03-13 1996-09-19 Mannesmann Ag Verfahren zur Auslegerführung eines Kranes mit Wippausleger
JP3237557B2 (ja) * 1996-02-02 2001-12-10 日本鋼管株式会社 クレーン吊り荷の振れ止め制御方法
US5908122A (en) * 1996-02-29 1999-06-01 Sandia Corporation Sway control method and system for rotary cranes
US5961563A (en) * 1997-01-22 1999-10-05 Daniel H. Wagner Associates Anti-sway control for rotating boom cranes
DE19920431A1 (de) 1999-05-04 2000-11-16 Hofer Eberhard Verfahren zur Lastpendeldämpfung an Kranen mit reduzierter Sensorik
US6442439B1 (en) * 1999-06-24 2002-08-27 Sandia Corporation Pendulation control system and method for rotary boom cranes
JP4096473B2 (ja) * 1999-11-04 2008-06-04 神鋼電機株式会社 クレーン装置の駆動制御装置、クレーン装置の駆動制御方法および記録媒体
US6631300B1 (en) * 1999-11-05 2003-10-07 Virginia Tech Intellectual Properties, Inc. Nonlinear active control of dynamical systems
US6496765B1 (en) * 2000-06-28 2002-12-17 Sandia Corporation Control system and method for payload control in mobile platform cranes
FI109349B (fi) * 2000-07-18 2002-07-15 Timberjack Oy Menetelmä puomin ohjaamiseksi ja puomin ohjausjärjestelmä
DE10064182A1 (de) 2000-10-19 2002-05-08 Liebherr Werk Nenzing Kran oder Bagger zum Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last mit Lastpendelungsdämpfung
JP2003155192A (ja) * 2001-11-16 2003-05-27 Mitsubishi Heavy Ind Ltd クレーンの運転方法及び制御装置並びにこれを備えたクレーン

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO2004106215A1 *

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2448432A (en) * 2004-03-19 2008-10-15 Subsea 7 Ltd Apparatus and Method for Heave Compensation
GB2448432B (en) * 2004-03-19 2008-12-24 Subsea 7 Ltd Apparatus and method for heave compensation
CN107014902A (zh) * 2017-04-12 2017-08-04 河北大学 一种风电叶片检测装置及其检测方法
US11447372B2 (en) 2017-07-03 2022-09-20 Liebherr-Werk Biberach Gmbh Crane and method for controlling such a crane
WO2020001991A1 (de) 2018-06-26 2020-01-02 Liebherr-Components Biberach Gmbh Kran und verfahren zum steuern eines solchen krans
US11932517B2 (en) 2019-03-08 2024-03-19 Liebherr-Werk Biberach Gmbh Crane and device for controlling same
WO2022114953A1 (en) 2020-11-24 2022-06-02 Prince Lifting Devices (Pld) B.V. Crane for handling a cable-suspended load, method of manufacturing such a crane and use of such a crane
NL2026970B1 (en) 2020-11-24 2022-07-01 Prince Lifting Devices Pld B V Crane for handling a cable-suspended load, method of manufacturing such a crane and use of such a crane.
WO2022141458A1 (zh) * 2020-12-31 2022-07-07 中联重科股份有限公司 吊装控制方法及***、工程机械

Also Published As

Publication number Publication date
JP4795228B2 (ja) 2011-10-19
DE10324692A1 (de) 2005-01-05
JP2006525928A (ja) 2006-11-16
US20060074517A1 (en) 2006-04-06
ES2293271T3 (es) 2008-03-16
WO2004106215A1 (de) 2004-12-09
KR20060021866A (ko) 2006-03-08
DE502004005274D1 (de) 2007-11-29
US7426423B2 (en) 2008-09-16
EP1628902B1 (de) 2007-10-17

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP1628902A1 (de) Kran oder bagger zum umschlagen von einer an einem lastseil hängenden last mit optimierter bewegungsführung
EP1326798B1 (de) Kran oder bagger zum umschlagen von einer an einem lastseil hängenden last mit lastpendelungsdämpfung
EP3649072B1 (de) Kran und verfahren zum steuern eines solchen krans
EP2272784B1 (de) Kran zum Umschlagen einer an einem Lastseil hängenden Last
DE102018005068A1 (de) Kran und Verfahren zum Steuern eines solchen Krans
EP3556969B1 (de) Betonpumpe
EP2636632B1 (de) Kransteuerung mit Antriebsbeschränkung
EP2636635B1 (de) Kransteuerung mit Seilkraftmodus
EP2272785B1 (de) Verfahren zur Ansteuerung eines Antriebs eines Kranes
EP3409636B1 (de) Verfahren zum dämpfen von drehschwingungen eines lastaufnahmeelements einer hebeeinrichtung
DE102014008094A1 (de) Verfahren zum Steuern der Ausrichtung einer Kranlast und Auslegekran
EP3556967B1 (de) Grossmanipulator, insbesondere für betonpumpen
DE102012004802A1 (de) Kransteuerung mit Aufteilung einer kinematisch beschränkten Größe des Hubwerks
DE10064182A1 (de) Kran oder Bagger zum Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last mit Lastpendelungsdämpfung
EP3556968A1 (de) Betonpumpe
DE10016137C2 (de) Drehleiter
EP1834920B1 (de) Verfahren zum automatischen Umschlagen von einer Last eines Kranes mit Lastpendelungsdämpfung und Bahnplaner
DE10016136C2 (de) Drehleiter-Regelung
DE102020215966A1 (de) Verfahren zur Steuerung eines autonomen Radladers
DE102005002192B4 (de) Verfahren zum Betrieb einer Krananlage, insbesondere eines Containerkrans, sowie Krananlage, insbesondere Containerkran
EP4406905A1 (de) Verfahren und vorrichtung zum betreiben eines auslegerdrehkrans sowie auslegerdrehkran
DE102004045749A1 (de) Verfahren zum automatischen Umschlagen von einer an einem Lastseil hängenden Last eines Kranes oder Baggers mit Lastpendelungsdämpfung und Bahnplaner
EP4174013A1 (de) Verfahren zur bewegung einer last mit einem kran
EP4211069A1 (de) Turmdrehkran, verfahren und steuerungseinheit zum betreiben eines turmdrehkrans, laufkatze und katzfahrwerk
DE10233874A1 (de) Verfahren zum Steuern des Betriebs wenigstens einer längs einer Fahrbahn verfahrbaren Katze mit einem Fahrwerk und einem Hubwerk

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 20040720

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): DE ES IT

DAX Request for extension of the european patent (deleted)
RBV Designated contracting states (corrected)

Designated state(s): DE ES IT

RIN1 Information on inventor provided before grant (corrected)

Inventor name: ARNOLD, ECKARD

Inventor name: SAWODNY, OLIVER

Inventor name: SCHNEIDER, KLAUS

GRAP Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR1

GRAS Grant fee paid

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR3

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): DE ES IT

RAP1 Party data changed (applicant data changed or rights of an application transferred)

Owner name: LIEBHERR-WERK NENZING GMBH

REF Corresponds to:

Ref document number: 502004005274

Country of ref document: DE

Date of ref document: 20071129

Kind code of ref document: P

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FG2A

Ref document number: 2293271

Country of ref document: ES

Kind code of ref document: T3

PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed

Effective date: 20080718

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: ES

Payment date: 20180618

Year of fee payment: 15

Ref country code: DE

Payment date: 20180521

Year of fee payment: 15

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Payment date: 20180531

Year of fee payment: 15

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R119

Ref document number: 502004005274

Country of ref document: DE

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20190527

Ref country code: DE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20191203

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FD2A

Effective date: 20200930

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20190528