JP3609549B2

JP3609549B2 - Hydraulic servo valve

Info

Publication number: JP3609549B2
Application number: JP20320696A
Authority: JP
Inventors: 昌男信田; 智四郎山科; 新平宮川; 雄一宇佐見
Original assignee: Ebara Corp
Current assignee: Ebara Corp
Priority date: 1995-07-14
Filing date: 1996-07-12
Publication date: 2005-01-12
Anticipated expiration: 2016-07-12
Also published as: JPH0988908A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明はスリーブ及びスプールを内蔵し、これらの部材により作動流体の切換ポートを構成し、且つ作動流体として水を用いるのに好適な液圧サーボ弁に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
作動流体として鉱物油を用いた油圧サーボ弁は従来から知られている。しかしながら、このような鉱物油は燃え易いので、取扱いに注意が必要であったり、排油による環境汚染の問題等から作動流体として水を用いる水圧サーボ弁が注目されている。作動流体に水を用いる場合、水は鉱物油よりその粘性が小さいので漏れが多くなりその結果効率が悪くなる。また、摺動部における摩擦が大きいという問題がある。
【０００３】
図９は上記問題点を解決すべく開発された水圧サーボ弁の構造を示す図である。弁本体１には作動流体の方向を切換え、且つ流量を変化させるスプール１３を収容するスプール収容穴２が形成されており、該スプール収容穴２には、外周溝３と外周溝４Ｌ，４Ｒとが形成されている。外周溝３は供給ポートＰに連通し、外周溝４Ｌ，４Ｒはそれぞれ戻りポートＲ１，Ｒ２に連通しており、そして外周溝４Ｌ，４Ｒは通路７Ｌ，７Ｒを介して中央室８に接続されている。
【０００４】
スプール収容穴２にはスプール１３が収められており、ここでスプール収容穴２の内壁面とスプール１３の外周面の間には隙間Ｃが形成されている。該スプール１３には外周溝４Ｌと外周溝３との間隔及び外周溝３と外周溝４Ｒとの間の間隔より軸方向寸法が若干短い小径部１４Ｌ，１４Ｒが形成され、これら小径部１４Ｌ，１４Ｒの外周面とスプール収容穴２の内周面とで形成された室９Ｌ，９Ｒは制御ポートＣ１，Ｃ２に連通している。
【０００５】
制御ポートＣ１，Ｃ２にシリンダやモータ等の負荷（アクチュエータ）を連結し、供給ポートＰから制御ポートＣ１，Ｃ２および制御ポートＣ１，Ｃ２から戻りポートへの流量や圧力を、弁開度を調節することによって負荷を駆動制御する。スプールがスリーブ内を変位することによって形成される制御オリフィスＡ１，Ａ２，Ｂ１，Ｂ２の開口面積は、スプール１３の外径とスプール１３の中立位置からの変位量で形成される円筒側面の面積である。即ち、スプール１３の全周から流体が放射状に流出あるいは流入している。
【０００６】
また、スプール１３の両端面とスプール収容穴２の内壁面とで包囲されたパイロット室１０Ｌ，１０Ｒにはバネ１１Ｌ，１１Ｒが設置されており、それらパイロット室１０Ｌ，１０Ｒは通路１２Ｌ，１２Ｒによりそれぞれノズル背圧室６Ｌ，６Ｒに連通している。ノズル背圧室６Ｌ，６Ｒは中央室８内のフラッパ１９に向かって開口している各ノズル５Ｌ，５Ｒに連通している。フラッパ１９は、弁本体１に搭載されたトルクモータ２０によって駆動される。
【０００７】
スプール１３の両端には静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒが形成されている。静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒはそれぞれポケット１６Ｌ，１６Ｒとオリフィス１７Ｌ，１７Ｒとを備え、通路１８を介して外周溝３に連通している。従って、供給ポートＰは外周溝３、通路１８、静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒ、間隙Ｃ，Ｃ、パイロット室１０Ｌ，１０Ｒ及び通路１２Ｌ，１２Ｒを介してノズル背圧室６Ｌ，６Ｒに連通している。
【０００８】
上記構成の水圧サーボ弁において、スプール１３の右側を例に動作を説明すると、作動流体は供給ポートＰから外周溝３、通路１８、オリフィス１７Ｒ、ポケット１６Ｒ、隙間Ｃ、パイロット室１０Ｒ、通路１２Ｒ、ノズル背圧室６Ｒ、ノズル５Ｒを通り、ノズル５Ｒとフラッパ１９との間の間隙から中央室８を通り、通路７Ｒ、外周溝４Ｒ、戻りポートＲ２を介してタンクに戻る。
【０００９】
この際、ポケット１６Ｒから図の左方向に流れ、外周溝４Ｒ、戻りポートＲ２を介してタンクに直接戻る作動流体は損失となるが、この流量は、間隙Ｃの大きさ、ポケット１６Ｒの形状等により調整することができる。なお、図９においては弁本体１に直接流路を形成しているが弁本体１とは別部材のスリーブを弁本体１にはめ込むように構成することが一般的であり、より複雑な流路を形成する場合に有効な手段である。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の構成の水圧サーボ弁は、静圧軸受１５Ｒ，１５Ｌによりスプール１３をスプール収容穴２に対して非接触に支持することにより、スプール１３とスプール収容穴２との摩擦を無くし、摩擦による部材の摩耗と、それに伴う性能の劣化等の各種弊害の発生を防止することができる。また、スプール１３をスプール収容穴２に対して非接触に支持することにより、スプール１３及びスプール収容穴２の加工精度を高くする必要がなくなる等の利点がある。
【００１１】
また、水圧サーボ弁の制御流量は、供給圧力と制御オリフィスの開口面積に依存し、制御オリフィスの開口面積はスプール方式の場合、スプール１３の径とスプール１３の変位量で決定される。水圧サーボ弁は使用する目的に応じて適切な制御流量のものを選定するべきである。例えば、水圧サーボ弁で液圧モータを高トルク、低回転数に制御する場合、供給圧力が高く、制御流量が少ない弁を選定するべきである。
【００１２】
ここでその制御流量を小さくする、つまり容量の小さい水圧サーボ弁を得るためには、スプール１３とスリーブで形成される制御オリフィスの開口面積を小さくする必要がある。そのためにはスプール１３及びスプール収容穴２の寸法を小さくする方法が考えられる。しかしながら、図９のような従来の水圧サーボ弁ではスプールの全周から流体が流れるため、制御オリフィスの開口面積を小さくするためにはスプール１３及び収容穴２の寸法をかなり小さくしなければならず、これを精度良く加工するには加工上の限界や困難性があった。一方、加工性を考慮して適当な寸法のスプール１３及び収容穴２を選んだ場合には、スプール１３の変位量を非常に小さくする必要があり、サーボ弁の安定性が悪くなる等の問題があった。
【００１３】
本発明は上述の点に鑑みてなされたもので、スプールや該スプールを収容するスプール収容穴の寸法を小さくすることなく、その制御流量を小さくでき、なお且つ従来の水圧サーボ弁と同様に静圧軸受によるスプールのスプール収容穴に対する自動調心作用をもった水圧サーボ弁を提供することを目的とする。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため請求項１に記載の発明は、作動流体の供給ポート、制御ポートおよび戻りポートが形成された弁本体と、該弁本体内を変位して作動流体の方向を切換え、且つ流量を変化させるスプールと、該スプールが貫通するスプール収容穴を有するスリーブと、前記スプールを駆動するノズルフラッパ機構とを備え、該スプールの両側に静圧軸受を形成し、前記弁本体に設けた供給ポートから該静圧軸受を介して前記ノズルフラッパ機構に連通する作動流体の通路を設け、該機構の駆動力に基いてスプールを変位させるようにした液圧サーボ弁において、スリーブに形成される供給ポートと制御ポート及び制御ポートと戻りポートの間にスリーブの同一円周上に制御オリフィスとなり作動流体の流量を制御するための窓を設けると共に、供給ポートから前記窓を通して制御ポートへ接続する作動流体通路とを形成し、作動流体が前記スプールの全周からではなく、窓を通してのみ前記両作動通路に流れるように構成し、スリーブに制御ポートと戻りポートを接続する作動流体通路と、静圧軸受から戻りポートへ連通する作動流体通路とを、それぞれの流路を流れる作動流体の圧力が独立するように別々に設け、静圧軸受から戻りポートへ連通する作動流体の通路はスプールの全周より戻りポートへ作動流体を導くように構成したことを特徴とする。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。本実施の形態では作動流体に水を用いる水圧サーボ弁を例に説明するが、水に近い粘性を有する液圧サーボ弁でも良いことは当然である。
【００２１】
図１は本発明の水圧サーボ弁の構造例を示す図である。同図において、図８と同一符号を付した部分は同一部分又は相当部分を示し、その作用も略同一なので詳細な説明は省略する。図１に示すように、本水圧サーボ弁は、弁本体１内にスリーブ２１を設け、該スリーブ２１にスプール１３を収容するスプール収容穴２が形成されている。スプール１３の両側でスリーブ２１とスプール１３の間に静圧軸受１５Ｌ、１５Ｒを形成し、該スリーブ２１に静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒを構成するポケット１６Ｌ，１６Ｒとオリフィス１７Ｌ，１７Ｒを形成している。
【００２２】
また、スリーブ２１には供給ポートＰ及び通路１８に連通する矩形状の窓２２Ｌ，２２Ｒ、戻りポートＲ１，Ｒ２及び通路７Ｌ，７Ｒに連通する矩形状の窓２４Ｌ，２４Ｒ、制御ポートＣ１，Ｃ２に連通する通路２６Ｌ，２６Ｒが形成されている。なお、矩形状の窓２２Ｌ，２２Ｒ及び２４Ｌ，２４Ｒはそれぞれスリーブ２１の同一円周上に４個設けられている。但し、窓の形状及び数はこれに限るものではなく、必要とするサーボ弁の性能に応じて変えても良い。
【００２３】
上記構成の水圧サーボ弁において、供給ポートＰからの作動流体はスプール１３の左右の動きに応じて窓２２Ｌ、通路２６Ｌを通って制御ポートＣ１に導かれるか、又は窓２２Ｒ、通路２６Ｒを通って制御ポートＣ２に導かれる。また作動流体は供給ポートＰから通路１８を通って静圧軸受１５Ｌ、１５Ｒに供給される。制御ポートＣ１を通過した作動流体は負荷に供給され、制御ポートＣ２を通り、窓２４Ｒを通して戻りポートＲ２に導かれ、また制御ポートＣ２を通過した作動流体は負荷に供給され、制御ポートＣ１を通り、窓２４Ｌを通して戻りポートＲ１に導かれる。
【００２４】
図２は図９に示す従来構造の水圧サーボ弁の作動流体の流れを説明するための図で、図２（ａ）は水圧サーボ弁のスプール１３が右方に動作した場合を示す概略図、図２（ｂ）はその時の作動流体の流れを示す図である。図示するように、供給ポートＰを通過した作動流体は２つに分岐し、一方は制御オリフィスＡ１から制御ポートＣ１へ流れ、制御ポートＣ１に連結された負荷（アクチュエータ）を介してもう一方の制御ポートＣ２へ戻り、制御オリフィスＢ２を通って戻りポートＲ２に流れる。もう一方の作動流体は通路１８を通って静圧軸受１５Ｒへ流れ、スプール１３とスプール収容穴２で構成される間隙Ｃを通過し、スリーブに形成された外周溝４Ｒへスプール１３の全周より流れ、戻りポートＲ２へ流れる。
【００２５】
即ち、図２（ｂ）に示すように、供給ポートＰの作動流体圧力Ｐｓは制御オリフィスＡ１を通ってＰａとなり、負荷の出口圧力Ｐｂは制御オリフィスＢ１を通ってＰｔとなる経路と、静圧軸受絞りＤを通ってＰｐとなり、環状の隙間Ｃを通ってＰｔとなる経路を有し、別経路で戻りポートＲ２へ導かれることになる。
【００２６】
図３（ａ）は矩形状の窓を形成した場合の水圧サーボ弁の概略図で、スプール１３が右方に動作した場合である。図３（ａ）に示される水圧サーボ弁では、制御ポートＣ１，Ｃ２を流れる作動流体の経路は従来のものと同一経路であるが、制御オリフィスＡおよびＢがスプールの全周に亘って形成される開口ではなく、矩形状の窓２４Ｒに形成されている点が異なる。一方、静圧軸受１５Ｒ側に流れる流体は、静圧軸受１５Ｒを通過し、スプール１３とスプール収容穴２で構成される隙間Ｃを通過し、窓２４Ｒを通って戻りポートＲ２に導かれる。
【００２７】
即ち、図３（ｂ）に示すように、供給ポートＰの作動流体圧力Ｐｓは一度制御オリフィスＡを通ってＰａとなり、負荷を介してＰｂとなる経路と、軸受絞りＤを通って圧力Ｐｐとなり、その後隙間Ｃを通過する経路とに分岐するが、いずれも制御オリフィスＢを通過してＰｔとなる経路を有することになる。そこで、静圧軸受部と戻りポートＲ２の間で背圧を持つ可能性がある。
【００２８】
即ち、静圧軸受１５Ｌ、１５Ｒのポケット１６Ｌ、１６Ｒと戻りＲ１，Ｒ２の間で背圧をもち、ΔＰｂｒｇ（＝Ｐｓ−Ｐｐ）が小さくなって、静圧軸受１５Ｌ、１５Ｒの負荷容量が減少するため、スプール１３をスリーブ２１に対して非接触で円滑に動作させるために十分な効果が得られない場合がある。
【００２９】
図７（ａ）はスリーブ２１の外観構造を、同図（ｂ）はスプール１３の外観構造を、同図（ｃ）及び（ｄ）は静圧軸受１５Ｌ、１５Ｒの動作をそれぞれ示す図である。スプール１３とスリーブ２１の軸が偏心した場合、対向する静圧軸受１５Ｒのポケット１６Ｒのスプール１３が近接した側の圧力がＰｐよりΔＰｐだけが高くなり、離反した側の圧力がＰｐよりΔＰｐだけ低くなる。このΔＰｐがスプールを軸心へ押し戻す力として作用する。従って、ΔＰｐが大きいほど軸受の負荷容量は大きくなる。
【００３０】
スプール１３がスリーブ２１に完全に接すると、接した側のポケット圧はほぼＰｓと同じになる。このとき、ΔＰｐはΔＰｂｒｇとすることができるので、ΔＰｂｒｇが大きいほど負荷容量が大きくなる。従って、ポケット１６Ｒと戻りポートとの間で背圧を持つと、ポケット圧Ｐｐは供給圧力Ｐｓに近づき、ΔＰｂｒｇが小さくなり、静圧軸受の効果が小さくなってしまうのである。
【００３１】
図４は本発明の水圧サーボ弁の他の構造例を示す図で、上記静圧軸受１５Ｌ、１５Ｒの負荷容量が減少することを防止するためになされたものである。本水圧サーボ弁は図示するように、スリーブ２１に設けた室９Ｌ，９Ｒにそれぞれ連通する矩形状の窓２７Ｌ，２７Ｒと静圧軸受１５に間隙Ｃを通して連通するスプール１３の全外周に沿って設けられた溝２８Ｌ，２８Ｒを別々に設けている。
【００３２】
即ち、制御ポートＣ１，Ｃ２から通路２６Ｌ，２６Ｒ及び窓２７Ｌ，２７Ｒを通して戻りポートＲ１，Ｒ２に接続する通路と（負荷ポートと戻りポートを接続する通路）と静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒから隙間Ｃ及び溝２８Ｌ，２８Ｒを通して戻りポートＲ１，Ｒ２に接続する通路（静圧軸受と戻りポートを接続する通路）を別々に設けている。
【００３３】
図５（ａ）は図４に示す構造の水圧サーボ弁の作動流体の流れを示す図である。図示するように供給ポートＰから圧力Ｐｓの作動流体が流入し、その流量は制御流量Ｑａと制御流量Ｑｂと静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒへの流量Ｑｂｒｇにわかれる。そして静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒからスプール１３の外周とスリーブ２１の内壁との隙間Ｃ及び溝２８Ｌ，２８Ｒを通って戻りポートＲ１，Ｒ２に流れる。
【００３４】
即ち、スリーブ２１に制御ポートＣ１，Ｃ２と戻りポートＲ１，Ｒ２を接続する作動流体通路と、静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒから戻りポートＲ１，Ｒ２へ連通する作動流体通路とが独立して戻りポートＲ１，Ｒ２に連通するように設けてある。このようにして、それぞれの流路を流れる作動流体の圧力が互いに影響を及ぼさないように構成されている。
【００３５】
図５（ｂ）に示すように、供給ポートＰの作動流体圧力Ｐｓは制御オリフィスＡを通ってＰａとなり、負荷の出口圧力Ｐｂが制御オリフィスＢを通ってＰｔとなる経路と、静圧軸受絞りＤを通ってＰｐとなり、環状の隙間Ｃから制御オリフィスを介さずに直接Ｐｔとなる経路を有し、別経路で戻りポートＲ２へ導かれることになる。ここで、制御オリフィスＡおよび制御オリフィスＢが矩形状の窓に形成されている点が従来のものと異なっている。
【００３６】
上記のよう静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒから間隙Ｃ及び溝２８Ｌ，２８Ｒを通って戻りポートＲ１、Ｒ２に作動流体が流れる際、矩形オリフィス（矩形状の窓）を介さずに、スプール１３の全周より流れる経路（溝２８Ｌ，２８Ｒ）を追加
することにより、ΔＰｂｒｇ（＝Ｐｓ−Ｐｐ）が小さくなることを回避する。その結果、静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒによる効果が劣化することがなくなる。
【００３７】
水圧サーボ弁を図４に示す構造とすることにより、制御流量Ｑａ、Ｑｂが小さく、スリーブに矩形状の窓（制御オリフィス）を形成する小型の水圧サーボ弁において、静圧軸受の軸受効果が期待できる。
【００３８】
図１に示す水圧サーボ弁において、窓を極端に小さくした場合には問題が生じることがある。図６（ａ）は極端に小さい窓を有し、図１に示す構成をなす水圧サーボ弁の特性を示し、図６（ｂ）は図４の水圧サーボ弁の特性を示す図である。同図（ｂ）は（ａ）と同じ大きさの窓が形成された水圧サーボ弁の特性を示している。同図（ａ）及び（ｂ）において、横軸はフラッパ１９を駆動するトルクモータ２０への入力信号Ｖｉ（Ｖ）であり、縦軸はスプール１３の変位信号Ｖｙ（Ｖ）である。また、本例は供給ポートＰから流入する作動流体の圧力Ｐｓは１４０ｂａｒである。
【００３９】
同図（ａ）に示すように図１に示す構造のものでは、入力信号Ｖｉに対するスプール変位Ｖｙは一本の直線とはならずヒステリシスが見られることから、入力に対するスプールの追従性は悪く、スプールがスリーブに対し滑らかに動作していない。これに対して図４に示す構造のものでは同図（ｂ）に示すように、入力信号Ｖｉに対するスプール変位Ｖｙは直線となりヒステリシスが見られない。よって入力に対するスプールの追従性が良く、静圧軸受効果によりスプールがスリーブに対して滑らかに動作していることが分かる。
【００４０】
図８は本発明の水圧サーボ弁の他の構造例を示す図である。本水圧サーボ弁が図４に示す水圧サーボ弁と相違する点は、静圧軸受１５Ｌ，１５Ｒに供給する作動流体をスプール１３の中央部に設けた通路１８’を通して供給するようにしている点で、他は図４に示す水圧サーボ弁と略同一であるのでその詳細な説明は省略する。
【００４１】
【発明の効果】
以上説明したように請求項１に記載の発明によれば下記のような優れた効果が得られる。
（１）弁本体内にスプールが貫通するスプール収容穴を有するスリーブを設け、該スリーブに形成される供給ポートと制御ポート及び制御ポートと戻りポートの間に、該スリーブの同一円周上に制御オリフィスとなり作動流体の流量を制御するための窓を設けると共に、供給ポートから窓を通して制御ポートへ接続する作動流体通路と、制御ポートから前記窓を通して戻りポートへ接続する作動流体通路とを形成し、作動流体がスプールの全周からではなく、窓を通してのみ両作動流体通路に流れるように構成したので、窓の寸法を調整することにより、スプールの寸法を調整することなく、作動流体の流量を調整できるから、その制御流量を小さくする場合、スプールの寸法を極端に小さくすることなく、加工が容易となる。
【００４２】
（２）また、スリーブに制御ポートと戻りポートを接続する作動流体通路と、静圧軸受から戻りポートへ連通する作動流体通路とを、それぞれの流路を流れる作動流体の圧力が独立するように別々に設けたので、水圧サーボ弁の特徴である静圧軸受による自動調心作用を持たせる効果が増し、スプール変位の追従性が良くなる。
【００４３】
（３）更に、静圧軸受から戻りポートへ連通する作動流体の通路にはスプールの全周より戻りポートへ作動流体を導くように構成したので、スプール変位の追従性が更に良くなる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の水圧サーボ弁の構造例を示す図である。
【図２】従来構造の水圧サーボ弁の作動流体の流れを説明するための図で、同図（ａ）は水圧サーボ弁の右半分を示す概略図、同図（ｂ）は作動流体の流れを示す図である。
【図３】本発明の水圧サーボ弁の作動流体の流れを説明するための図で、同図（ａ）は水圧サーボ弁の右半分を示す概略図、同図（ｂ）は作動流体の流れを示す図である。
【図４】本発明の水圧サーボ弁の他の構造例を示す図である。
【図５】図４に示す構造の水圧サーボ弁の作動流体の流れを説明するための図で、同図（ａ）は水圧サーボ弁の右半分を示す概略図、同図（ｂ）は作動流体の流れを示す図である。
【図６】水圧サーボ弁の特性を示す図で、同図（ａ）は極端に小さい窓を有する図１に示す水圧サーボ弁の特性、同図（ｂ）は図４の水圧サーボ弁の特性を示す図である。
【図７】水圧サーボ弁を示す図で、同図（ａ）は本発明の水圧サーボ弁のスリーブの外観構造、同図（ｂ）はスプールの外観構造、同図（ｃ）及び（ｄ）は水圧サーボ弁の静圧軸受の動作をそれぞれ示す図である。
【図８】本発明の水圧サーボ弁の他の構造例を示す図である。
【図９】従来の水圧サーボ弁の構造例を示す図である。
【符号の説明】
１弁本体
２スプール収容穴
３外周溝
４Ｌ，４Ｒ外周溝
５Ｌ，５Ｒノズル
６Ｌ，６Ｒノズル背圧室
７Ｌ，７Ｒ通路
８中央室
９Ｌ，９Ｒ室
１０Ｌ，１０Ｒパイロット室
１１Ｌ，１１Ｒバネ
１２Ｌ，１２Ｒ通路
１３スプール
１４Ｌ，１４Ｒ小径部
１５Ｌ，１５Ｒ静圧軸受
１６Ｌ，１６Ｒポケット
１７Ｌ，１７Ｒオリフィス
１８通路
１９フラッパ
２０トルクモータ
２１スリーブ
２２Ｌ，２２Ｒ窓
２３Ｌ，２３Ｒ窓
２４Ｌ，２４Ｒ窓
２５Ｌ，２５Ｒ窓
２６Ｌ，２６Ｒ通路
２７Ｌ，２７Ｒ窓
２８Ｌ，２８Ｒ溝[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic servo valve that incorporates a sleeve and a spool, constitutes a working fluid switching port by these members, and is suitable for using water as the working fluid.
[0002]
[Prior art]
A hydraulic servo valve using mineral oil as a working fluid has been conventionally known. However, since such mineral oil is flammable, attention has been paid to a hydraulic servo valve that uses water as a working fluid because of the need to handle it with care or environmental pollution caused by waste oil. When water is used as the working fluid, the viscosity of water is lower than that of mineral oil, so that leakage increases, resulting in poor efficiency. In addition, there is a problem that the friction at the sliding portion is large.
[0003]
FIG. 9 is a view showing the structure of a hydraulic servo valve developed to solve the above problems. The valve body 1 is formed with a spool accommodation hole 2 for accommodating a spool 13 for switching the direction of the working fluid and changing the flow rate. The spool accommodation hole 2 has an outer circumferential groove 3 and outer circumferential grooves 4L and 4R. Is formed. The outer circumferential groove 3 communicates with the supply port P, the outer circumferential grooves 4L and 4R communicate with the return ports R1 and R2, respectively, and the outer circumferential grooves 4L and 4R are connected to the central chamber 8 via passages 7L and 7R. Yes.
[0004]
A spool 13 is accommodated in the spool accommodation hole 2, and a gap C is formed between the inner wall surface of the spool accommodation hole 2 and the outer peripheral surface of the spool 13. The spool 13 is formed with small diameter portions 14L and 14R whose axial dimensions are slightly shorter than the distance between the outer circumferential groove 4L and the outer circumferential groove 3 and the distance between the outer circumferential groove 3 and the outer circumferential groove 4R. the outer peripheral surface and the inner peripheral surface and with the formed chamber 9L of the spool housing hole 2, 9R communicates with the control port C1, C2.
[0005]
A load (actuator) such as a cylinder or a motor is connected to the control ports C1 and C2, and the flow rate and pressure from the supply port P to the control ports C1 and C2 and from the control ports C1 and C2 to the return port are adjusted. Thus, the load is driven and controlled. The opening area of the control orifices A1, A2, B1, and B2 formed by the spool being displaced in the sleeve is the area of the cylindrical side surface formed by the outer diameter of the spool 13 and the amount of displacement from the neutral position of the spool 13. is there. That is, the fluid flows out or flows radially from the entire circumference of the spool 13.
[0006]
In addition, springs 11L and 11R are installed in the pilot chambers 10L and 10R surrounded by both end surfaces of the spool 13 and the inner wall surface of the spool accommodation hole 2, and these pilot chambers 10L and 10R are respectively connected by passages 12L and 12R. The nozzle back pressure chambers 6L and 6R communicate with each other. The nozzle back pressure chambers 6L and 6R communicate with the nozzles 5L and 5R that open toward the flapper 19 in the central chamber 8. The flapper 19 is driven by a torque motor 20 mounted on the valve body 1.
[0007]
Hydrostatic bearings 15L and 15R are formed at both ends of the spool 13. The hydrostatic bearings 15L and 15R include pockets 16L and 16R and orifices 17L and 17R, respectively, and communicate with the outer peripheral groove 3 via the passage 18. Accordingly, the supply port P communicates with the nozzle back pressure chambers 6L and 6R via the outer circumferential groove 3, the passage 18, the static pressure bearings 15L and 15R, the gaps C and C, the pilot chambers 10L and 10R, and the passages 12L and 12R. .
[0008]
In the hydraulic servo valve having the above-described configuration, the operation will be described by taking the right side of the spool 13 as an example. The working fluid flows from the supply port P to the outer circumferential groove 3, the passage 18, the orifice 17R, the pocket 16R, the gap C, the pilot chamber 10R, the passage 12R, It passes through the nozzle back pressure chamber 6R and the nozzle 5R, passes through the central chamber 8 from the gap between the nozzle 5R and the flapper 19, and returns to the tank via the passage 7R, the outer peripheral groove 4R, and the return port R2.
[0009]
At this time, the working fluid that flows from the pocket 16R to the left in the figure and returns directly to the tank via the outer peripheral groove 4R and the return port R2 is lost, but this flow rate depends on the size of the gap C, the shape of the pocket 16R, etc. Can be adjusted. In FIG. 9 , the flow path is directly formed in the valve body 1, but it is general that a sleeve, which is a member different from the valve body 1, is fitted into the valve body 1. This is an effective means for forming the.
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
The hydraulic servo valve having the above-described conventional configuration eliminates friction between the spool 13 and the spool accommodation hole 2 by supporting the spool 13 in a non-contact manner with respect to the spool accommodation hole 2 by the hydrostatic bearings 15R and 15L. It is possible to prevent the occurrence of various adverse effects such as member wear and performance degradation associated therewith. Further, by supporting the spool 13 in a non-contact manner with respect to the spool accommodation hole 2, there is an advantage that it is not necessary to increase the processing accuracy of the spool 13 and the spool accommodation hole 2.
[0011]
The control flow rate of the hydraulic servo valve depends on the supply pressure and the opening area of the control orifice. In the case of the spool system, the opening area of the control orifice is determined by the diameter of the spool 13 and the displacement amount of the spool 13. A hydraulic servo valve with an appropriate control flow rate should be selected according to the purpose of use. For example, when controlling a hydraulic motor with high torque and low rotation speed with a hydraulic servo valve, a valve with a high supply pressure and a small control flow rate should be selected.
[0012]
Here, in order to reduce the control flow rate, that is, to obtain a hydraulic servo valve with a small capacity, it is necessary to reduce the opening area of the control orifice formed by the spool 13 and the sleeve. For that purpose, a method of reducing the dimensions of the spool 13 and the spool receiving hole 2 is conceivable. However, in the conventional hydraulic servo valve as shown in FIG. 9 , since the fluid flows from the entire circumference of the spool, the dimensions of the spool 13 and the receiving hole 2 must be considerably reduced in order to reduce the opening area of the control orifice. In order to process this with high accuracy, there are limitations and difficulties in processing. On the other hand, when the spool 13 and the accommodation hole 2 having appropriate dimensions are selected in consideration of workability, it is necessary to make the displacement amount of the spool 13 very small, and the stability of the servo valve is deteriorated. was there.
[0013]
The present invention has been made in view of the above-described points. The control flow rate can be reduced without reducing the size of the spool and the spool receiving hole for receiving the spool, and the static flow rate can be reduced in the same manner as a conventional hydraulic servo valve. It is an object of the present invention to provide a hydraulic servo valve having a self-aligning action for a spool receiving hole of a spool by a pressure bearing.
[0014]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problem, the invention according to claim 1 is a valve body in which a working fluid supply port, a control port and a return port are formed, and the direction of the working fluid is switched by displacing the inside of the valve body, and A supply comprising a spool for changing the flow rate, a sleeve having a spool receiving hole through which the spool passes, and a nozzle flapper mechanism for driving the spool, and forming hydrostatic bearings on both sides of the spool, and provided in the valve body A supply port formed in a sleeve in a hydraulic servo valve in which a working fluid passage communicating with the nozzle flapper mechanism from the port via the hydrostatic bearing is provided and the spool is displaced based on the driving force of the mechanism And a control port and a window for controlling the flow rate of the working fluid provided on the same circumference of the sleeve between the control port and the return port. Together form a working fluid passage connecting the supply port to the control port through the window, rather than the working fluid from the entire circumference of the spool, and configured to flowing between the working channel only through the window, the control sleeve A working fluid passage connecting the port and the return port and a working fluid passage communicating from the hydrostatic bearing to the return port are separately provided so that the pressure of the working fluid flowing through each flow path is independent, The working fluid passage communicating with the return port is configured to guide the working fluid from the entire circumference of the spool to the return port .
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In the present embodiment, a hydraulic servo valve using water as a working fluid will be described as an example. However, it is a matter of course that a hydraulic servo valve having a viscosity close to water may be used.
[0021]
FIG. 1 is a view showing a structural example of a hydraulic servo valve of the present invention. In the same figure, the part which attached | subjected the same code | symbol as FIG. 8 shows the same part or an equivalent part, Since the effect | action is also substantially the same, detailed description is abbreviate | omitted. As shown in FIG. 1, the hydraulic servo valve is provided with a sleeve 21 in the valve body 1, and a spool accommodation hole 2 for accommodating the spool 13 is formed in the sleeve 21. Hydrostatic bearings 15L and 15R are formed between the sleeve 21 and the spool 13 on both sides of the spool 13, and pockets 16L and 16R and orifices 17L and 17R constituting the hydrostatic bearings 15L and 15R are formed on the sleeve 21. .
[0022]
The sleeve 21 has rectangular windows 22L and 22R communicating with the supply port P and the passage 18, rectangular ports 24L and 24R communicating with the return ports R1 and R2 and the passages 7L and 7R, and control ports C1 and C2. Communication passages 26L and 26R are formed. Four rectangular windows 22L, 22R and 24L, 24R are provided on the same circumference of the sleeve 21, respectively. However, the shape and number of windows are not limited to this, and may be changed according to the performance of the required servo valve.
[0023]
In the hydraulic servo valve configured as described above, the working fluid from the supply port P is guided to the control port C1 through the window 22L and the passage 26L or through the window 22R and the passage 26R according to the left and right movement of the spool 13. It is guided to the control port C2. The working fluid is supplied from the supply port P through the passage 18 to the hydrostatic bearings 15L and 15R. The working fluid that has passed through the control port C1 is supplied to the load, passes through the control port C2, is guided to the return port R2 through the window 24R, and the working fluid that has passed through the control port C2 is supplied to the load and passes through the control port C1. , Led to the return port R1 through the window 24L.
[0024]
FIG. 2 is a diagram for explaining the flow of the working fluid of the hydraulic servo valve having the conventional structure shown in FIG. 9, and FIG. 2 (a) is a schematic diagram showing a case where the spool 13 of the hydraulic servo valve operates to the right. FIG. 2B is a diagram showing the flow of the working fluid at that time. As shown in the figure, the working fluid passing through the supply port P branches into two, one flows from the control orifice A1 to the control port C1, and the other control is performed via a load (actuator) connected to the control port C1. Returning to port C2, flows through control orifice B2 to return port R2. The other working fluid flows through the passage 18 to the hydrostatic bearing 15R, passes through the gap C formed by the spool 13 and the spool accommodation hole 2, and enters the outer circumferential groove 4R formed in the sleeve from the entire circumference of the spool 13. Flow to the return port R2.
[0025]
That is, as shown in FIG. 2B, the working fluid pressure Ps of the supply port P becomes Pa through the control orifice A1, and the outlet pressure Pb of the load becomes Pt through the control orifice B1 and the static pressure. It has a path that becomes Pp through the bearing aperture D and becomes Pt through the annular gap C, and is guided to the return port R2 by another path.
[0026]
FIG. 3A is a schematic view of a hydraulic servo valve in the case where a rectangular window is formed, and shows a case where the spool 13 operates to the right. In the hydraulic servo valve shown in FIG. 3 (a), the path of the working fluid flowing through the control ports C1 and C2 is the same path as the conventional one, but the control orifices A and B are formed over the entire circumference of the spool. The difference is that the rectangular window 24R is formed instead of the opening. On the other hand, the fluid flowing toward the hydrostatic bearing 15R passes through the hydrostatic bearing 15R, passes through the gap C formed by the spool 13 and the spool housing hole 2, and is guided to the return port R2 through the window 24R.
[0027]
That is, as shown in FIG. 3B, the working fluid pressure Ps at the supply port P once passes through the control orifice A and becomes Pa, and becomes a pressure Pp through the path that becomes Pb through the load and the bearing restrictor D. Then, it branches into a path that passes through the gap C, but both have a path that passes through the control orifice B and becomes Pt. Therefore, there is a possibility of having a back pressure between the hydrostatic bearing portion and the return port R2.
[0028]
That is, there is a back pressure between the pockets 16L and 16R of the hydrostatic bearings 15L and 15R and the return R1 and R2, and ΔPbrg (= Ps−Pp) is reduced, and the load capacity of the hydrostatic bearings 15L and 15R is reduced. Therefore, there are cases where a sufficient effect cannot be obtained in order to smoothly operate the spool 13 without contact with the sleeve 21.
[0029]
FIG. 7A shows the external structure of the sleeve 21, FIG. 7B shows the external structure of the spool 13, and FIGS. 7C and 7D show the operation of the hydrostatic bearings 15L and 15R. . When the shafts of the spool 13 and the sleeve 21 are eccentric, the pressure on the side where the spool 13 of the pocket 16R of the opposing hydrostatic bearing 15R is close is higher by ΔPp than Pp, and the pressure on the separated side is lower by Pp than Pp. Become. This ΔPp acts as a force to push the spool back to the shaft center. Therefore, the larger the ΔPp, the larger the load capacity of the bearing.
[0030]
When the spool 13 is completely in contact with the sleeve 21, the pocket pressure on the contact side becomes substantially the same as Ps. At this time, since ΔPp can be set to ΔPbrg, the load capacity increases as ΔPbrg increases. Therefore, if there is a back pressure between the pocket 16R and the return port, the pocket pressure Pp approaches the supply pressure Ps, ΔPbrg becomes smaller, and the effect of the hydrostatic bearing becomes smaller.
[0031]
FIG. 4 is a view showing another structural example of the hydraulic servo valve according to the present invention, which is made to prevent the load capacity of the hydrostatic bearings 15L and 15R from decreasing. This hydraulic servo valve is provided along the entire outer periphery of a spool 13 communicating with rectangular windows 27L and 27R respectively communicating with chambers 9L and 9R provided in a sleeve 21 and a static pressure bearing 15 through a gap C as shown in the figure. The grooves 28L and 28R are provided separately.
[0032]
That is, a passage connecting from the control ports C1 and C2 to the return ports R1 and R2 through the passages 26L and 26R and the windows 27L and 27R (a passage connecting the load port and the return port) and the static pressure bearings 15L and 15R to the clearance C and A passage (passage connecting the hydrostatic bearing and the return port) connected to the return ports R1 and R2 through the grooves 28L and 28R is provided separately.
[0033]
FIG. 5A is a diagram showing the flow of the working fluid of the hydraulic servo valve having the structure shown in FIG. As shown in the drawing, the working fluid having the pressure Ps flows from the supply port P, and the flow rate is divided into the control flow rate Qa, the control flow rate Qb, and the flow rate Qbrg to the hydrostatic bearings 15L and 15R. Then, it flows from the hydrostatic bearings 15L, 15R to the return ports R1, R2 through the gap C between the outer periphery of the spool 13 and the inner wall of the sleeve 21 and the grooves 28L, 28R.
[0034]
That is, the working fluid passage connecting the control ports C1 and C2 and the return ports R1 and R2 to the sleeve 21 and the working fluid passage communicating from the hydrostatic bearings 15L and 15R to the return ports R1 and R2 are independent of the return port R1. , R2 are provided to communicate with each other. Thus, it is comprised so that the pressure of the working fluid which flows through each flow path may not influence each other.
[0035]
As shown in FIG. 5 (b), the working fluid pressure Ps at the supply port P passes through the control orifice A and becomes Pa, the load outlet pressure Pb passes through the control orifice B and becomes Pt, and the hydrostatic bearing restriction. It passes through D and becomes Pp, and has a route that becomes Pt directly from the annular gap C without passing through the control orifice, and is led to the return port R2 by another route. Here, the point that the control orifice A and the control orifice B are formed in a rectangular window is different from the conventional one.
[0036]
As described above, when the working fluid flows from the hydrostatic bearings 15L and 15R through the gap C and the grooves 28L and 28R to the return ports R1 and R2, the entire circumference of the spool 13 does not pass through the rectangular orifice (rectangular window). By adding a more flowing path (grooves 28L and 28R), it is avoided that ΔPbrg (= Ps−Pp) becomes small. As a result, the effects of the hydrostatic bearings 15L and 15R are not deteriorated.
[0037]
With the structure shown in FIG. 4, the hydrostatic servo valve has a small control flow rate Qa, Qb, and a small hydraulic servo valve in which a rectangular window (control orifice) is formed in the sleeve is expected to have a bearing effect of a hydrostatic bearing. it can.
[0038]
In the hydraulic servo valve shown in FIG. 1, problems may arise if the window is made extremely small. FIG. 6A shows the characteristics of the hydraulic servo valve having an extremely small window and the configuration shown in FIG. 1, and FIG. 6B shows the characteristics of the hydraulic servo valve of FIG. FIG. 4B shows the characteristics of a hydraulic servo valve in which a window having the same size as that in FIG. 4A and 4B, the horizontal axis represents the input signal Vi (V) to the torque motor 20 that drives the flapper 19, and the vertical axis represents the displacement signal Vy (V) of the spool 13. In this example, the pressure Ps of the working fluid flowing from the supply port P is 140 bar.
[0039]
As shown in FIG. 1A, in the structure shown in FIG. 1, the spool displacement Vy with respect to the input signal Vi is not a single straight line, and hysteresis is seen. The spool is not operating smoothly against the sleeve. On the other hand, in the structure shown in FIG. 4, as shown in FIG. 4B, the spool displacement Vy with respect to the input signal Vi becomes a straight line and no hysteresis is observed. Therefore, it can be seen that the followability of the spool with respect to the input is good and the spool operates smoothly with respect to the sleeve due to the hydrostatic bearing effect.
[0040]
FIG. 8 is a view showing another structural example of the hydraulic servo valve of the present invention. This hydraulic servo valve is different from the hydraulic servo valve shown in FIG. 4 in that the working fluid supplied to the static pressure bearings 15L and 15R is supplied through a passage 18 ′ provided in the central portion of the spool 13. Since the others are substantially the same as the hydraulic servo valve shown in FIG. 4, the detailed description thereof is omitted.
[0041]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the invention, the following excellent effects can be obtained.
(1) A sleeve having a spool receiving hole through which a spool passes is provided in the valve body, and control is performed on the same circumference of the sleeve between a supply port and a control port, and a control port and a return port formed in the sleeve. Providing a window for controlling the flow rate of the working fluid as an orifice, forming a working fluid passage connecting from the supply port to the control port through the window, and a working fluid passage connecting from the control port to the return port through the window; Since the working fluid is configured to flow to both working fluid passages only through the window, not from the entire circumference of the spool, the flow of the working fluid can be adjusted without adjusting the size of the spool by adjusting the size of the window. Therefore, when the control flow rate is reduced, the processing is facilitated without extremely reducing the size of the spool.
[0042]
(2) Further , the working fluid passage connecting the control port and the return port to the sleeve and the working fluid passage communicating from the hydrostatic bearing to the return port are independent of the pressure of the working fluid flowing through each flow passage. Since they are provided separately, the effect of providing the self-aligning action by the hydrostatic bearing, which is a feature of the hydraulic servo valve, is increased, and the followability of the spool displacement is improved.
[0043]
(3) Furthermore, since the working fluid is communicated from the hydrostatic bearing to the return port so that the working fluid is guided from the entire circumference of the spool to the return port, the followability of the spool displacement is further improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a view showing a structural example of a hydraulic servo valve of the present invention.
FIGS. 2A and 2B are diagrams for explaining the flow of a working fluid of a hydraulic servo valve having a conventional structure. FIG. 2A is a schematic diagram showing a right half of the hydraulic servo valve, and FIG. FIG.
FIGS. 3A and 3B are diagrams for explaining the flow of the working fluid of the hydraulic servo valve of the present invention, in which FIG. 3A is a schematic diagram showing the right half of the hydraulic servo valve, and FIG. FIG.
FIG. 4 is a view showing another structural example of the hydraulic servo valve of the present invention.
5A and 5B are diagrams for explaining the flow of the working fluid of the hydraulic servo valve having the structure shown in FIG. 4, in which FIG. 5A is a schematic diagram showing the right half of the hydraulic servo valve, and FIG. It is a figure which shows the flow of a fluid.
6A and 6B are diagrams showing characteristics of the hydraulic servo valve. FIG. 6A is a characteristic of the hydraulic servo valve shown in FIG. 1 having an extremely small window, and FIG. 6B is a characteristic of the hydraulic servo valve of FIG. FIG.
7A is a view showing a hydraulic servo valve, FIG. 7A is an external structure of a sleeve of the hydraulic servo valve of the present invention, FIG. 7B is an external structure of a spool, FIGS. These are figures which show operation | movement of the hydrostatic bearing of a hydraulic servo valve, respectively.
FIG. 8 is a view showing another structural example of the hydraulic servo valve of the present invention.
FIG. 9 is a view showing a structural example of a conventional hydraulic servo valve.
[Explanation of symbols]
1 Valve body 2 Spool receiving hole 3 Outer peripheral groove 4L, 4R Outer peripheral groove 5L, 5R Nozzle 6L, 6R Nozzle back pressure chamber 7L, 7R passage 8 Central chamber 9L, 9R chamber 10L, 10R Pilot chamber 11L, 11R Spring 12L, 12R passage 13 Spool 14L, 14R Small diameter portion 15L, 15R Hydrostatic bearing 16L, 16R Pocket 17L, 17R Orifice 18 Passage 19 Flapper 20 Torque motor 21 Sleeve 22L, 22R Window 23L, 23R Window 24L, 24R Window 25L, 25R Window 26L, 26R Passage 27L, 27R Window 28L, 28R Groove

Claims

A valve body in which a working fluid supply port, a control port and a return port are formed; a spool which is displaced in the valve body to switch the direction of the working fluid and change the flow rate; and a spool receiving hole through which the spool passes And a nozzle flapper mechanism for driving the spool, static pressure bearings are formed on both sides of the spool, and communicated with the nozzle flapper mechanism from the supply port provided in the valve body via the static pressure bearing. In the hydraulic servo valve provided with a passage for the working fluid and configured to displace the spool based on the driving force of the mechanism,
Between the supply port and the control port formed on the sleeve and between the control port and the return port, a window is formed on the same circumference of the sleeve as a control orifice to control the flow rate of the working fluid, and from the supply port to the window A working fluid passage connected to the control port through, and configured to flow the working fluid to both working passages only through the window, not from the entire circumference of the spool ;
A working fluid passage connecting the control port and the return port to the sleeve and a working fluid passage communicating from the hydrostatic bearing to the return port are separately provided so that the pressure of the working fluid flowing through each flow passage becomes independent. ,
A hydraulic servo valve characterized in that the working fluid passage communicating from the hydrostatic bearing to the return port guides the working fluid from the entire circumference of the spool to the return port .