JP4316724B2 - Rotary servo valve and hydraulic servo device for punch press using the valve - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明はロータリーサーボバルブおよび同バルブを用いたパンチプレスの液圧サーボ装置に関する。
【0002】
【従来の技術】
従来の油圧制御係工作機械および産業機械技術分野においての液圧サーボ装置には直動形サーボバルブ或いは電磁比例サーボバルブ等の制御弁が多用されている。
【0003】
例えば、油圧駆動のパンチプレスにおいては、低騒音、低振動を実現するために、油圧シリンダのラムの昇降行程を、クイックアプローチ行程、低速の打抜き行程、抜きかす払い落とし時の高速下降行程、およびクイックリターン行程の4パターンに制御している。
【0004】
上述の4パターンの行程をコントロールするために、図10に示す油圧回路のように、高圧小流量のポンプ201と低圧大流量のポンプ203とからなる油圧源205を設け、この油圧源205と油圧シリンダ207との間に、高圧ラインと低圧ラインとを切換えるサーボバルブ209を設け、このサーボバルブ209の吐出側ポートと油圧シリンダ207との間に油圧シリンダ207の作動方向を切換えるサーボバルブ211が設けてある。
【0005】
上述の油圧回路において、クイックアプローチ、クイックリターンおよび抜きかす払い落とし行程においては、低圧大流量の作動油が油圧シリンダ207に供給され、打抜き行程においては高圧小流量の作動油が供給されるようにコントロールされている。
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上述のような従来のコントロールシステムでは、油圧シリンダ207に供給する油圧の圧力を切換えるためのサーボバルブ209に加え、さらに油圧シリンダ207の作動方向を切り換えるためのサーボバルブ211が必要である。
【0007】
また、上述の2個のサーボバルブ(209、211)を取り付ける油圧マニホールドは、高圧/低圧の2系統の油圧回路と、上昇/下降の2方向の回路とが必要となり油圧マニホールド回路が非常に複雑化し形状も大きなものとなり、装置のコンパクト化を妨げている。
【0008】
また、直動形サーボバルブ或いは電磁比例サーボバルブにおいては、内蔵するスプールの変位を差動トランスで検出し、スプール変位指令信号にフィードバックをかける方法を用いている。しかし、差動トランスはコイルを用いた検出原理を採用しているため、周囲の温度変化により検出変位がシフト(温度ドリフト)し、検出誤差を生じるので高精度なスプール位置制御が難しい。
【0009】
また、バルブの製造過程において、サーボバルブのバルブ本体とスプールの加工寸法に個体差があるので、作動油供給ポートの開口開始位置、並びにスプールの変位量と供給流量との関係に差が生じ、2個のサーボバルブを組合わせた従来の油圧サーボ装置ではサーボ装置毎に流量特性が異なるという問題がある。また、2個のサーボバルブを組合わせた場合は、2個のサーボバルブを接続する油路が長くなり制御指令に対するバルブの応答速度が遅くなる。
【0010】
本発明は上述の如き問題を解決するために成されたものであり、本発明の課題は、供給流体切換え機能と流量制御機能とを有するコンパクトで高精度のロータリーサーボバルブと、同バルブを用いたパンチプレスの液圧サーボ装置とを提供することである。
【0011】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決する手段として請求項1に記載の発明は、少なくとも高低圧二種類のポンプポートを備えたロータリーサーボバルブにおいて、バルブ本体のスプール案内孔に回転自在かつ直線的往復移動自在のスプールを設け、該スプールを回転駆動するサーボモータと往復移動させるリニア形アクチュエータとを設け、前記スプールの往復移動によって前記ポンプポートを選択切換えし、前記スプールの回転角度をサーボモータにより制御してシリンダポートの選択切換えを行うと共に流量制御を行うことを要旨とするものである。
【0012】
請求項2に記載の発明は、請求項1に記載の発明において、前記スプールの回転角度検出手段として光学式ロータリーエンコーダを設けたことを要旨とするものである。
【0013】
請求項3に記載の発明は、少なくとも高低圧二種類の圧力源を使用したパンチプレスの液圧シリンダ駆動回路において、前記圧力源をスプールの往復移動により選択供給する圧力源切換え機能と、前記スプールの回転角度をサーボモータにより制御してシリンダポートの選択切換えを行うと共に流量制御を行う機能とを備えたロータリーサーボバルブを制御バルブとして設け、前記液圧シリンダの速度と加圧力を制御する構成であることを要旨とするものである。
【0014】
請求項4に記載の発明は、請求項3に記載の発明において、前記スプールの回転角度検出手段として光学式ロータリーエンコーダを用いることを要旨とするものである。
【0015】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面によって説明する。
【0016】
図1は、本発明に係るロータリーサーボバルブにより、油圧シリンダ3のピストン5を高圧または低圧で上下動させる場合を例にした説明図である。図1を参照するに、ロータリーサーボバルブ1にはスプール案内孔7を有するバルブ本体9にこのスプール案内孔7において回転および摺動自在のスプール11が設けてある。
【0017】
また、前記スプール11をスプール案内孔7に沿って移動させる往復移動機構として電磁ソレノイド、リニアモータなどのリニア形アクチュエータ13と、スプール11を回転させる回転機構として、ACサーボモータ、DCサーボモータまたはパルスモータなどのサーボモータ15と、スプール11の回転角度を検出する光学式ロータリーエンコーダ16とが設けてある。
【0018】
なお、ロータリーエンコーダ16はサーボモータ15自体のベクトル制御と回転角度のフィードバックにも使用している。また、回転角度検出器には磁気回転検出器またはレゾルバなどを使用してもよい。
【0019】
前記リニア形アクチュエータ13は、バルブ本体9の右端面に(図1において)取り付けられており、スプール11の回転を許容して左右に押したり引いたりするため、回転のみ許容する軸受け17により接続してある。
【0020】
一方、前記サーボモータ15は、バルブ本体9の左端面にブロック27を介して取り付けてある。そして、サーボモータ15の回転軸19に取り付けたスプライン軸21が、前記スプール11から左端面に突出して設けた突出部23に設けたスプライン穴25に挿入してある。
【0021】
従って、サーボモータ15は、前記スプール11の左右往復動を許容して回転を伝達することができる。
【0022】
バルブ本体9の側面(図1において下側面)には、低圧の圧力流体を供給する低圧ポンプ29に管路31により接続した取入口としての低圧ポンプポート33、高圧の圧力流体を供給する高圧ポンプ35に管路37により接続した取入口としての高圧ポンプポート39、油圧シリンダ3の上室41に圧力流体を供給すべく管路43により接続した供給口としてのAポート穴45、油圧シリンダ3の下室47に圧力流体を供給すべく管路49により接続した供給口としてのBポート穴51、油圧シリンダ3の下室47から圧力流体を排出すべく管路53により接続したシリンダポートとしてのTBポート穴55、油圧シリンダ3の上室41から圧力流体を排出すべく管路57により接続したTAポート穴59、および油圧シリンダ3から排出された圧力流体を油タンク61に戻すべく管路63により油タンク61に接続したTポート穴65が設けてある。
【0023】
前記油タンク61には、モータ67により駆動される高圧ポンプ35と低圧ポンプ29が設けられている。高圧ポンプ35は高圧回路(詳細回路図は図示省略)によりロータリーサーボバルブ1の高圧ポンプポート39に接続してあり、低圧ポンプ29は低圧回路(詳細回路図は図示省略)によりロータリーサーボバルブ1の低圧ポンプポート33に接続してある。
【0024】
前記スプール11には、ほぼ中央に設けた隔壁66を挟んで右側のリニア形アクチュエータ13側に高圧または低圧の圧油が入る第一油室68が、左側のサーボモータ15側には、ほぼ大気圧の排出油が入る第二油室70が設けてある。
【0025】
第一油室68には、互いに対向する上下一対の矩形状の圧油供給穴73(図1では下側の穴のみを示す)と、上下一対の細長い矩形状切欠き77U、77Lとが設けてある。なお、切欠き77U、77Lはバルブ内の圧力バランスによりスプールの往復動および回転をスムーズにする役割をも果たしている。
【0026】
また、第二油室70には、上下一対の細長い矩形状の切欠き81U、81Lと、この切欠き81U、81Lの左側に幅広の細長い矩形状の切欠き83が設けてある(図3、図4参照)。
【0027】
なお、前記切欠き77U、77L、81U、81L、83の長さは、スプール11が前記リニア形アクチュエータ13により左右に移動しても後述するポート穴との連通が可能な長さに設けてある。また、スプール11の左側端部外周には、多数の溝85が設けてあり、また、低圧ポート穴33または高圧ポンプポート39等からバイパスポート123により圧油を溝85に供給し、スプール案内孔7とスプール11との間に油膜を形成しスプール案内孔7とスプール11との固着を防止してる。
【0028】
再び図1を参照するに、バルブ本体9の内部には種々の油路が設けてある。スプール11がリニア形アクチュエータ13により右側へ移動した時、前記下側の圧油供給穴73の位置に対応するスプール案内孔7の下側には低圧開口87が設けてあり、この低圧開口87と前記低圧ポンプポート33とを連通する油路89が設けてある。
【0029】
なお、スプール11の圧油供給穴73は、スプール11が所定角度回転した場合でも低圧開口87よりずれない大きさに設けてある。また、スプール11がリニア形アクチュエータ13により左側へ移動した時、(図1の状態)前記下側の位置に対応する前記スプール案内孔7の下側には高圧開口91が設けてあり、この高圧開口91と前記高圧ポンプポート39とを連通する油路93が設けてある。
【0030】
また、スプール11の圧油供給穴73は、低圧開口87と同様に、スプール11が所定角度回転した場合でも高圧開口91よりはずれない大きさに設けてある。
【0031】
スプール11が右側へ移動した場合、低圧の圧油は低圧ポンプ29、管路31、低圧ポンプポート33、油路89、低圧開口87および圧油供給穴73を経由してスプール11の第一油室68に流入する。また、スプール11が左側位置へ移動した場合、高圧の圧油は、高圧ポンプ35、管路37、高圧ポンプポート39、油路93、高圧開口91および圧油供給穴73を経由して、やはりスプール11の第一油室68に流入する。
【0032】
図2に示すように、バブル本体9には、シリンダポートとしてのAポート出口97および103、Bポート出口101および105が対向して設けてある。Aポート出口97および103は、バブル本体9内部にて1つとなり、油路107を介してAポート穴45に連通している。Bポート出口101および105も同様に、バブル本体9内部で1つとなり、油路109を介してBポート穴51に連通している。
【0033】
より多くの流量を確保したければ、図1に示さすように、Aポート出口103のとなりにもう一つのAポート出口103′とBポート出口101′を設けることにより、A,Bポート出口の面積を2倍にすることができる。
【0034】
図3を併せて参照するに、前記第二油室70には、油路111によりTBポート穴55に連通した上下1対のTB開口113と、油路115によりTAポート穴59と連通した上下一対のTA開口117が設けてある。TAポートおよびTBポートについても、より多くの流量を確保したければ、図1に示すように、前記Aポート穴45、Bポート穴51と同様に、TA開口117およびTB開口113のとなりにTA開口117’とTB開口113’を設けることにより面積を2倍にすることができる。
【0035】
図4を併せて参照するに前記第二油室70の左側端部付近の上下にはTポート出口119が設けてある。このTポート出口119は、スプール11が所定角度回転した場合にもスプール11の切欠き83から外れることがないような大きさで設けてある。このTポート出口119と前記Tポート穴65を連通する油路121が設けてある。
【0036】
なお、高圧または低圧にかかわらずスプール11の移動を円滑にするために、低圧ポンプポート33または高圧ポンプポート39からバイパスポート123が設けられ溝85へ圧力流体を供給している。
【0037】
次に、上述のロータリーサーボバルブ1の動作を説明する。
【0038】
まず、高圧でピストン5を上昇させる場合について説明する。図1を参照するに、リニア形アクチュエータ13によりスプール11を左側へ移動させて高圧供給に設定する(図1に示されている状態)と共に、サーボモータ15によりスプール11を反時計方向(図2において)へ回転させる。
【0039】
この状態では、高圧開口91の真上にスプール11の圧油供給穴73が位置すると共に、低圧開口87はスプール11の外周面により閉じられる。このとき、第一油室68においては、スプール11の切欠き77L,77UがBポート出口101、106の上にあるため、Aポート出口97,103はスプール11の外周面により閉じられている。また、第二油室70においては、切欠き81L、81UがTA開口117上に位置し、TB開口113はスプール11の外周面により閉じられている。
【0040】
従って、高圧ポンプ35から管路37、高圧ポンプポート39および油路93を経て供給された高圧の圧力流体は、高圧開口91から第一油室68に入り、切欠き77Lおよび77UからりBポート出口105および101を通り、油路109、Bポート穴51、管路49を介して油圧シリンダ3の下室47に供給され、ピストン5が上昇する。
【0041】
ピストン5の上昇により油圧シリンダ3の上室41に充填されている圧力流体は、管路57、TAポート穴59、油路115、TA開口117、切欠き81L、81Uを介して、第二油室70に排出され、さらに切欠き83、Tポート出口119、油路121、Tポート穴65、管路63を介して油タンク61に排出される。
【0042】
高圧でピストン5を下降させる場合には、サーボモータ15によりスプール11を時計方向(図2において)へ回転させる。
【0043】
この状態でも、高圧開口91の真上にスプール11の圧油供給穴73が位置すると共に、低圧開口87はスプール11の外周面により閉じられているため、高圧の圧力流体が第一油室68に供給されるのは前述のピストン5を上昇させる場合とまったく同様である。また、このとき、第一油室68においては、Bポート出口101,105はスプール11の外周面により閉じた状態となる。
【0044】
従って、第一油室68に供給された圧力流体は、今度は切欠き77L,77Uを通ってAポート出口97,103から出て、油路107、Aポート穴45、管路43を介して油圧シリンダ3の上室41に供給されピストン5を下降させる。
【0045】
ピストン5の下降により油圧シリンダ3の下室47に充填されている圧力流体は、管路53、TBポート穴55、油路111、TB開口113、切欠き81L,81Uを介してスプール11の第二油室70に排出され、さらに切欠き83、Tポート出口119、油路121、Tポート穴65、管路63を介して油タンク61に排出される。
【0046】
一方、低圧でピストン5を上昇または下降させる場合には、リニア形アクチュエータ13によりスプール11をスプール案内孔7に沿って右方向へ移動させる。この状態では、低圧開口87の真上にスプール11の圧油供給穴73が位置すると共に、高圧開口91はスプール11の外周面により閉じられる。
【0047】
このため、低圧ポンプ29から管路31、低圧ポンプポート33および油路89を経て供給された低圧の圧力流体は、低圧開口87から圧油供給穴73を介して第一油室68に供給される。その後の圧力流体の動きは、前述した高圧の場合とまったく同様である。
【0048】
上述の機能から理解されるように、前述の従来例では二個必要であった制御用バルブを一個のロータリーサーボバルブ1に置き換えることができる。これにより、装置の省スペース化およびコンパクト化が可能になると共に、油圧用の配管および電気配線が少なくなるため、装置を簡潔化することができる。また、バルブの数を減少させることにより油リークを減少させることができ、省エネ化を図ることができる。
【0049】
また、上述のロータリーサーボバルブ1によれば、圧油の方向切換弁の機能のほかにスプール11の回転角度を光学式ロータリーエンコーダ16で検出し、サーボモータ15を適宜に制御することにより無段階の流量制御を行うことができる。
【0050】
なお、この発明は前述の実施の形態に限定されることなく、適宜な変更を行うことによりその他の態様で実施し得るものである。上述の実施の形態においては、バルブ本体9に設けられている開口や出入り口を丸穴とし、スプール11に設けられている切欠きを矩形状の切欠きとしたが、丸穴や切欠きの形状の組み合わせは適宜変更できるものである。
【0051】
また、例えば、図5に示すように、方向切換弁として使用するA,Bポートのほかに、C,D,E,Fポートを追加することも可能である。また、図6に示すように、T1,T2,T3およびT4ポート穴などを追加することも可能である。
【0052】
図7に示すように、前記サーボモータ15を用いてスプール11の回転角度を制御することによって、バルブ本体9に設けたポート穴、例えば、高圧ポート穴39とスプール11の圧油供給穴73、およびスプール11の切欠き77とシリンダポート穴B(またはAポート)とが作り出す圧油通過開口部の面積を調整できる。
【0053】
圧油の通過流量は、前述の開口断面積に比例するため、図7(A)、(B)および(C)に示すように、断面積の変化は通過流量の変化となる。
【0054】
すなわち、スプール11の回転角度の制御は圧油の通過流量の制御となる。バルブ本体9を通過した圧油が油路49を経て油圧シリンダ3の下室47に流入すると、ピストン5が上昇するが、このときの上昇速度は流入した圧油の流量に比例する。従って、スプール11の回転角度の制御することにより、ピストン5の移動速度(上昇速度または下降速度)を制御できる。
【0055】
なお、実施例の説明には作動液体に油を用いているが、水とグリコールとの混合液、純水、または水に防錆剤を添加した液体などを用いることもできる。
【0056】
次にロータリーサーボバルブ1のパンチプレスの油圧サーボ装置への応用例を図8および図9を参照しながら説明する。なお、図8はパンチプレスの油圧サーボ装置135の一例を示したものであり、前記図1のロータリーサーボバルブ1の部品の符号は同一にしてある。図9は制御対象である油圧シリンダ3のピストン5の行程図の一例である。
【0057】
図8に示すように、油圧サーボ装置135は、NC装置137、サーボドライバ139、ロータリーサーボバルブ1、パンチプレスの油圧シリンダ3およびピストン5、ピストン5の変位を検出する位置センサー141などから構成してある。
【0058】
油圧サーボ装置135においては、加工プロセスに対応して、NC装置137からサーボドライバ139にピストン変位指令aを出力すると共に、油圧を高圧または低圧に切り換えるための圧力切換え指令bをロータリーサーボバルブ1のリニア形アクチュエータ13に出力する。
【0059】
高圧に設定する場合には、リニア形アクチュエータ13を作動させて、スプール11を左側(図1において)へ移動する。サーボドライバ139は、ピストン変位指令aを電圧に変換して、ロータリーサーボバルブ1のサーボモータ15に回転指令cとして出力する。
【0060】
サーボモータ15を適宜な角度回転すると、ロータリーサーボバルブ1のスプール11が回転し、圧油(作動油)が管路43または管路49を経由して、油圧シリンダ3の上室41または下室47に流入する。
【0061】
この時の流入量はロータリーサーボバルブ1のスプール11の回転角度によって変わり、回転角度の変化がピストン5の移動速度の変化となる。
【0062】
ピストン5先端の下方には、パンチ金型143が設けてあり、ピストン5でこの金型を打撃してパンチング加工を実施する。
【0063】
上述のサーボモータ15の回転角度は、サーボモータ15の尾端に設けた光学式ロータリーエンコーダ16で検出する。この検出値dはサーボドライバ139にフィードバックして前記回転指令cとこの検出値dとを比較照合する。
【0064】
ピストン変位量eは位置センサー141で検出する。この位置センサー141で検出したピストン変位量eは、前記NC装置137にフィードバックして、前記ピストン変位指令aの照合に使用すると共に、速度フィードバック信号eとしてサーボドライバ139に通知する。
【0065】
次に、上述の油圧サーボ装置135を油圧駆動のパンチプレスの油圧シリンダの駆動制御への適用例を図8、図9を参照しながら説明する。
【0066】
制御対象である油圧シリンダ3のピストン5の行程曲線において、A,E点はピストン5の上死点に位置し、この位置において、油圧源からの圧油(作動油)はロータリーサーボバルブ1のスプール11でロックされており油圧シリンダ3の油室(41,47)に流入していない。
【0067】
A−B間はクイックアプローチ行程であり、大きな加圧力は必要としないがピストン5の下降速度が最も高速となる区間である。この区間においては、NC装置137から、圧油を低圧に切り換えるための圧力切換え指令bをリニア形アクチュエータ13に出力すると共に、ピストン変位指令a(高速下降指令)をサーボドライバ139を介して回転指令cとしてサーボモータ15に出力する。
【0068】
その結果、スプール11の圧油供給穴73が低圧開口87側に移動して、低圧の圧油がロータリーサーボバルブ1に供給される。また、サーボモータ15によって、スプール11が反時計方向に回動してAポートとTBポートが開くと同時にBポートとTAポートが閉じて、低圧P2 の圧油が管路43から油圧シリンダ3の上室41に流入して、ピストン5が高速度で下降する。また、油圧シリンダ3の下室の油は管路53およびTBポートを経由して油タンク61へ排出される。なお、ピストン5の速度はスプールのポート開口度が全開になったときに最高速度となる。
【0069】
B−C間は打ち抜き加工行程であり、低速度の下降速度で大きな加圧力が必要となる区間である。なお、B点はピストン5の下方に準備されたパンチ金型の先端が被加工材表面よりも僅かに上方に位置決めされた時の、ピストン先端の位置を示している。
【0070】
この区間においては、NC装置137から、圧油を高圧に切り換えるための圧力切換え指令bをリニア形アクチュエータ13に出力すると共に、ピストン変位指令a(低速下降指令)をサーボドライバ139を介して回転指令cとしてサーボモータ15に出力する。
【0071】
その結果、スプール11の圧油供給穴73が高圧開口91側に移動して、高圧の圧油がロータリーサーボバルブ1に供給される。また、サーボモータ15によって、スプール11を回動させ、油圧シリンダ3へ供給する圧油の通過流量を所望する下降速度になるように絞り込む。これにより低騒音での打ち抜きが可能となる。
【0072】
C−D間は抜きかすを下方に払い落とす行程であり、大きな加圧力は必要としないが大きな下降速度を必要とする区間である。
【0073】
この区間においては、先の区間A−Bと同様に、圧油を低圧P2 に切換えるための圧力切換え指令bをNC装置137からリニア形アクチュエータ13に出力すると共に、ピストン変位指令a(高速下降指令)をサーボドライバ139を介して回転指令cとしてサーボモータ15に出力する。
【0074】
その結果、低圧の圧油がロータリーサーボバルブ1に供給される。また、サーボモータ15によって、圧油の通過流量調節部の開口度が大きくなる方向にスプール11を回動し、油圧シリンダ3が所望する下降速度になるように調節する。これにより、大流量の圧油が油圧シリンダ3へ供給されてピストン5が高速度で下降する。
【0075】
D−E間はピストンを高速で初期の状態に戻すクイックリターン行程である。
【0076】
この区間においては、NC装置137から、圧油を低圧に切り換えるための圧力切換え指令bをリニア形アクチュエータ13に出力すると共に、ピストン変位指令a(高速上昇指令)をサーボドライバ139を介して回転指令cとしてサーボモータ15に出力する。
【0077】
その結果、スプール11の圧油供給穴73が低圧開口87側に移動して、低圧の圧油がロータリーサーボバルブ1に供給される。また、サーボモータ15によって、スプール11が時計方向に回動されて、BポートとTAポートが開くと同時にAポートとTBポートが閉じて、低圧P2 の圧油が管路49から油圧シリンダ3の下室47に流入して、ピストン5が高速度上昇する。また、圧油の通過流量調節部の開口度が最大になるようにスプール11が回動されるのでピストン5が高速度で上死点まで上昇する。なお、戻り油は管路57およびTAポートを経て油タンク61に戻る。
【0078】
上述のA−B,B−C,C−DおよびD−Eの4行程が高圧/低圧を使い分ける打ち抜き加工のプロセスであり、打ち抜き荷重が大きい場合、すなわち、加工穴サイズが大きい場合や、板厚が厚い場合或いは被加工材の抗張力が高い場合の打ち抜き加工に使用するシステムである。
【0079】
一方、打ち抜き荷重が小さい場合には、高圧を使用する必要がなく、低圧の状態で連続してピストンの昇降を繰り返して加工を行うシステムもある。この場合には、リニア形アクチュエータ13を作動させることなく、スプール11の回転動作のみでピストン5の昇降動作を制御すればよい。
【0080】
【発明の効果】
請求項1の発明によれば、圧力源を選択供給する供給圧力源切換え機能と、シリンダポート切換へ機能および連続的な流量制御機能とを1個のバルブに備えているので、従来2個のバルブでそれぞれの機能を処理していたものを1個のバルブで処理できる。また、供給圧力源切換え機能と、サーボモータを用いたスプール回転角度制御によるシリンダポート切換え機能および連続的流量制御機能とを1個のバルブに複合したので、従来2個のバルブ間に在った管路が不要となり管路長が短縮できる。その結果、圧力伝播時間が従来に比し大幅に短縮しバルブの応答速度が向上し高速な液圧制御が可能となる。
【0081】
請求項2の発明によれば、スプールの回転角度検出手段として光学式ロータリーエンコーダを使用しているので、温度変化の影響が殆どなく高精度な制御が可能となる。
【0082】
請求項3の発明によれば、少なくとも高低圧二種類の圧力源を使用したパンチプレスの液圧シリンダ駆動回路において、圧力源を選択供給する供給圧力源切換え機能と、シリンダポート切換へ機能および連続的な流量制御機能とを備えた応答速度の早いサーボバルブを制御バルブとして使用したので、液圧シリンダの速度と加圧力を高速かつ高精度に制御することが可能となる。
【0083】
請求項4の発明によれば、スプールの回転角度検出手段として光学式ロータリーエンコーダを使用しているので、温度変化の影響が殆どなく高精度な制御が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明に係るロータリーサーボバルブの説明用の断面図。
【図2】図1のII−II位置における断面図。
【図3】図1のIII−III位置における断面図。
【図4】図1のIV−IV位置における断面図。
【図5】別の実施の形態を示す概略図。
【図6】さらに別の実施の形態を示す概略図。
【図7】スプール回転時の圧油供給穴とポート穴との関係の説明図。
【図8】パンチプレスの油圧サーボ装置の説明図。
【図9】図8の油圧サーボ装置における油圧シリンダのピストン行程図。
【図10】油圧駆動パンチプレスにおける従来の油圧サーボ装置の例。
【符号の説明】
1 ロータリーサーボバルブ
3 油圧シリンダ
5 ピストン
7 スプール案内孔
9 バルブ本体
11 スプール
13 リニア形アクチュエータ
15 サーボモータ
16 光学式ロータリーエンコーダ
17 軸受
19 回転軸
21 スプライン軸
23 突出部
25 スプライン穴
27 ブロック
29 低圧ポンプ
31 管路
33 低圧ポンプポート
35 高圧ポンプ
37 管路
39 高圧ポンプポート
41 上室
43,49,53,57,63 管路
45 Aポート穴
47 下室
51 Bポート穴
55 TBポート穴
59 TAポート穴
61 油タンク
65 Tポート穴
66 隔壁
67 モータ
68 第一油室
70 第二油室
73 圧油供給穴
77(U,L) 切欠き
81(U,L) 切欠き
83 切欠き
85 溝
87 低圧開口
89,93,107,109,111,115,121 油路
91 高圧開口
97,103,103′ Aポート出口
101,101′,105 Bポート出口
113,113′ TB開口
117 TA開口
119 Tポート出口
123 バイパスポート
135 油圧サーボ装置
137 NC装置
139 サーボドライバ
141 位置センサー
143 パンチ金型[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a rotary servo valve and a hydraulic servo apparatus for a punch press using the valve.
[0002]
[Prior art]
Control valves such as a direct acting servo valve or an electromagnetic proportional servo valve are frequently used in hydraulic servo devices in the conventional hydraulic control machine tool and industrial machine technical field.
[0003]
For example, in a hydraulically driven punch press, in order to achieve low noise and low vibration, the ram ascending / descending stroke of the hydraulic cylinder can be performed by a quick approach stroke, a low-speed punching stroke, a high-speed lowering stroke when scraping and dropping, and It is controlled to 4 patterns of quick return stroke.
[0004]
In order to control the process of the above four patterns, a
[0005]
In the hydraulic circuit described above, low pressure and large flow rate hydraulic fluid is supplied to the
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
However, the conventional control system as described above requires a servo valve 211 for switching the operation direction of the
[0007]
In addition, the hydraulic manifold to which the two servo valves (209, 211) described above are attached requires two high-pressure / low-pressure hydraulic circuits and a two-way circuit for ascending / descending, and the hydraulic manifold circuit is very complicated. As a result, the shape of the device has become large, which prevents the device from being made compact.
[0008]
Further, in a direct acting servo valve or an electromagnetic proportional servo valve, a method of detecting a displacement of a built-in spool with a differential transformer and applying a feedback to a spool displacement command signal is used. However, since the differential transformer employs a detection principle using a coil, detection displacement shifts (temperature drift) due to a change in ambient temperature and a detection error occurs, so that highly accurate spool position control is difficult.
[0009]
Also, in the valve manufacturing process, there are individual differences in the processing dimensions of the valve body of the servo valve and the spool, so there is a difference in the relationship between the opening start position of the hydraulic oil supply port and the amount of displacement of the spool and the supply flow rate, In the conventional hydraulic servo device in which two servo valves are combined, there is a problem that the flow rate characteristic is different for each servo device. Further, when two servo valves are combined, the oil passage connecting the two servo valves becomes long and the response speed of the valve to the control command becomes slow.
[0010]
The present invention has been made to solve the above-described problems. An object of the present invention is to provide a compact, high-precision rotary servo valve having a supply fluid switching function and a flow rate control function, and the valve. The present invention provides a hydraulic servo device for a punch press.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
As a means for solving the above problems, the invention described in claim 1 is a rotary servo valve having at least two types of high and low pressure pump ports, wherein a spool that is rotatable and linearly reciprocally movable is provided in a spool guide hole of the valve body. A servo motor for rotationally driving the spool and a linear actuator for reciprocating the spool port, selectively switching the pump port by the reciprocating movement of the spool, and controlling the rotation angle of the spool by the servo motor to The gist is to perform selection switching and flow control.
[0012]
The invention according to claim 2 is characterized in that, in the invention according to claim 1, an optical rotary encoder is provided as means for detecting the rotation angle of the spool.
[0013]
According to a third aspect of the present invention, there is provided a hydraulic cylinder driving circuit for a punch press using at least two types of pressure sources, a pressure source switching function for selectively supplying the pressure source by reciprocating movement of a spool, and the spool. A rotary servo valve equipped with a function of controlling the rotation angle of the cylinder and switching the cylinder port and controlling the flow rate is provided as a control valve to control the speed and pressure of the hydraulic cylinder. It is a summary.
[0014]
The invention according to claim 4 is characterized in that, in the invention according to
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
[0016]
FIG. 1 is an explanatory view exemplifying a case where the
[0017]
Further, a
[0018]
The
[0019]
The
[0020]
On the other hand, the
[0021]
Therefore, the
[0022]
On the side surface of the valve body 9 (the lower surface in FIG. 1), a low pressure pump port 33 serving as an intake connected to a
[0023]
The
[0024]
The
[0025]
The
[0026]
The
[0027]
The lengths of the
[0028]
Referring to FIG. 1 again, various oil passages are provided in the
[0029]
The pressure
[0030]
Further, the pressure
[0031]
When the
[0032]
As shown in FIG. 2, the bubble
[0033]
In order to secure a larger flow rate, as shown in FIG. 1, by providing another A
[0034]
Referring also to FIG. 3, the
[0035]
Referring also to FIG. 4,
[0036]
Note that a
[0037]
Next, the operation of the rotary servo valve 1 will be described.
[0038]
First, the case where the
[0039]
In this state, the pressure
[0040]
Accordingly, the high pressure fluid supplied from the
[0041]
The pressure fluid filled in the
[0042]
When lowering the
[0043]
Even in this state, the pressure
[0044]
Therefore, the pressure fluid supplied to the
[0045]
The pressure fluid filled in the
[0046]
On the other hand, when the
[0047]
For this reason, the low pressure fluid supplied from the
[0048]
As can be understood from the above-described function, the two control valves that were necessary in the above-described conventional example can be replaced with one rotary servo valve 1. As a result, space saving and compactness of the device can be achieved, and the number of hydraulic piping and electrical wiring can be reduced, so that the device can be simplified. Moreover, oil leakage can be reduced by reducing the number of valves, and energy saving can be achieved.
[0049]
Further, according to the rotary servo valve 1 described above, in addition to the function of the pressure oil direction switching valve, the rotation angle of the
[0050]
In addition, this invention is not limited to the above-mentioned embodiment, It can implement in another aspect by making an appropriate change. In the above-described embodiment, the opening and the entrance provided in the valve
[0051]
For example, as shown in FIG. 5, it is also possible to add C, D, E, and F ports in addition to the A and B ports used as the direction switching valves. In addition, as shown in FIG. 1 , T 2 , T Three And T Four It is also possible to add port holes and the like.
[0052]
As shown in FIG. 7, by controlling the rotation angle of the
[0053]
Since the passage flow rate of the pressure oil is proportional to the above-described opening cross-sectional area, as shown in FIGS. 7A, 7B, and 7C, the change in the cross-sectional area becomes the change in the passage flow rate.
[0054]
That is, the control of the rotation angle of the
[0055]
In the description of the embodiments, oil is used as the working liquid. However, a mixed liquid of water and glycol, pure water, a liquid obtained by adding a rust inhibitor to water, or the like can also be used.
[0056]
Next, an application example of the rotary servo valve 1 to a hydraulic servo apparatus of a punch press will be described with reference to FIGS. FIG. 8 shows an example of a
[0057]
As shown in FIG. 8, the
[0058]
In the
[0059]
When the pressure is set high, the
[0060]
When the
[0061]
The amount of inflow at this time varies depending on the rotation angle of the
[0062]
A punching die 143 is provided below the tip of the
[0063]
The rotation angle of the
[0064]
The piston displacement amount e is detected by the
[0065]
Next, an application example of the above-described
[0066]
In the stroke curve of the
[0067]
Between A and B is a quick approach stroke, which does not require a large pressing force, but is a section where the descending speed of the
[0068]
As a result, the pressure
[0069]
Between B and C is a punching process, which is a section where a large pressing force is required at a low descent speed. Note that point B indicates the position of the piston tip when the tip of the punch die prepared below the
[0070]
In this section, the
[0071]
As a result, the pressure
[0072]
Between C and D is a stroke in which the scrap is removed downward, and is a section that does not require a large pressure but requires a large descending speed.
[0073]
In this section, as in the previous section AB, the pressure oil is supplied to the low pressure P 2 Is output from the
[0074]
As a result, low pressure oil is supplied to the rotary servo valve 1. Further, the
[0075]
Between D and E is a quick return stroke for returning the piston to the initial state at high speed.
[0076]
In this section, the
[0077]
As a result, the pressure
[0078]
The above four strokes A-B, B-C, C-D, and D-E are punching processes using different high pressure / low pressure, and when the punching load is large, that is, when the hole size is large, This system is used for punching when the thickness is thick or when the tensile strength of the workpiece is high.
[0079]
On the other hand, when the punching load is small, there is a system in which it is not necessary to use a high pressure, and processing is performed by repeatedly raising and lowering the piston in a low pressure state. In this case, it is only necessary to control the lifting / lowering operation of the
[0080]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, since one valve is provided with a supply pressure source switching function for selectively supplying a pressure source, a cylinder port switching function and a continuous flow rate control function, What was processing each function with a valve can be processed with one valve. In addition, since the supply pressure source switching function, the cylinder port switching function based on the spool rotation angle control using a servo motor, and the continuous flow rate control function are combined into one valve, it has conventionally existed between two valves. A pipe line becomes unnecessary and the pipe length can be shortened. As a result, the pressure propagation time is significantly shortened compared to the conventional case, the valve response speed is improved, and high-speed hydraulic pressure control is possible.
[0081]
According to the second aspect of the present invention, since the optical rotary encoder is used as the spool rotation angle detecting means, there is almost no influence of temperature change, and high-precision control is possible.
[0082]
According to the invention of
[0083]
According to the fourth aspect of the invention, since the optical rotary encoder is used as the spool rotation angle detecting means, there is almost no influence of temperature change, and high-precision control is possible.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view for explaining a rotary servo valve according to the present invention.
2 is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG.
3 is a cross-sectional view taken along the line III-III in FIG.
4 is a cross-sectional view taken along the line IV-IV in FIG.
FIG. 5 is a schematic view showing another embodiment.
FIG. 6 is a schematic view showing still another embodiment.
FIG. 7 is an explanatory diagram of a relationship between a pressure oil supply hole and a port hole during spool rotation.
FIG. 8 is an explanatory diagram of a hydraulic servo device for a punch press.
9 is a piston stroke diagram of a hydraulic cylinder in the hydraulic servo apparatus of FIG. 8;
FIG. 10 shows an example of a conventional hydraulic servo apparatus in a hydraulically driven punch press.
[Explanation of symbols]
1 Rotary servo valve
3 Hydraulic cylinder
5 piston
7 Spool guide hole
9 Valve body
11 Spool
13 Linear actuator
15 Servo motor
16 Optical rotary encoder
17 Bearing
19 Rotating shaft
21 Spline shaft
23 Protrusion
25 Spline hole
27 blocks
29 Low pressure pump
31 pipeline
33 Low pressure pump port
35 High pressure pump
37 pipeline
39 High pressure pump port
41 Upper room
43, 49, 53, 57, 63 pipeline
45 A port hole
47 lower chamber
51 B port hole
55 TB port hole
59 TA port hole
61 Oil tank
65 T port hole
66 Bulkhead
67 Motor
68 First oil chamber
70 Second oil chamber
73 Pressure oil supply hole
77 (U, L) Notch
81 (U, L) Notch
83 Notch
85 groove
87 Low pressure opening
89, 93, 107, 109, 111, 115, 121 Oilway
91 High-pressure opening
97, 103, 103 'A port exit
101, 101 ', 105 B port exit
113,113 'TB opening
117 TA opening
119 T port exit
123 Bypass port
135 Hydraulic servo system
137 NC unit
139 Servo Driver
141 Position sensor
143 punch mold
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