JPH0816252A - 液圧スライド弁用制御装置 - Google Patents

液圧スライド弁用制御装置

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JPH0816252A
JPH0816252A JP7176863A JP17686395A JPH0816252A JP H0816252 A JPH0816252 A JP H0816252A JP 7176863 A JP7176863 A JP 7176863A JP 17686395 A JP17686395 A JP 17686395A JP H0816252 A JPH0816252 A JP H0816252A
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slide valve
hydraulic
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jet effect
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JP7176863A
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Christian Menard
メナール クリスティアン
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Publication date
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Abstract

(57)【要約】 【目的】 応答時間が短く安定な動作の液圧システムを
提供することを目的とする。 【構成】 液圧スライド弁の制御装置を開示する。液圧
弁はモータおよび引っ張り手段によって作動させられ、
装置はモータの回転方向をその位置誤差の関数として制
御する手段を備えており、該回転方向制御手段は、伝達
関数（Ｋ（ｓ））がスライド弁に作用する噴流効果を補
正する補正回路が与える信号によって制御される。液圧
システムへの適用には、大きな通過帯域が必要である。

Description

【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】本発明は液圧スライド弁用の制御
装置に関する。適用するには、ある種のブレーキ・シス
テムにおけるようにきわめて短い応答時間と、きわめて
高い安定性を必要とする、機械的制御動力の伝動に１段
または複数段の変速装置を備えた液圧スライド弁の位置
サーボ制御に特に適用できる。
【０００２】
【従来の技術】機械的制御動力の伝動には多くの手法が
ある。これには気圧装置、電気装置または液圧装置に基
づくシステムが含まれる。気圧装置は多くの用途で応答
時間がきわめて長く、電気装置はきわめて多量の電気エ
ネルギーを必要とし、これは車載システムの制約に適合
できない。これら２つのタイプの装置はさらに、比較的
費用のかさむものである。最新の車両の制御システム、
特にブレーキや自動ガイダンスなどに適用される制御シ
ステムは、たとえば、１０Ｈｚ超の通過帯域に対応して
ますます短い応答時間を必要としている。さらに、車両
あるいは機器の総コストの削減により、構成要素のコス
ト、したがって上述の制御要素のコストの削減がますま
す要求されるようになっている。現在、新しい技術的お
よび経済的条件で必要とされる低いコストおよび十分な
速度の車両または移動型機器に搭載される機械制御動力
の伝動にもっとも適していると考えられるのは、液圧装
置だけである。
【０００３】液圧制御の分野で一般に使用されている装
置は、吐出弁や圧力弁などに基づくサーボ機構などの完
全な装置をもたらす。液圧装置は全体が均質となるとい
う構造上の特性および型式を有する。流量制御機能ない
し圧力制御機能はスライド弁とバネからなる一連の複数
段によって構成される。
【０００４】一般に、これらのサーボ機構は２つの段を
有している。第１段は線形アクチュエータである。これ
は磁化によって運動するシャフトないしバーを備えたア
ームを制御する。この磁化はシャフトに関連づけられた
ソレノイド弁を流れる電流の作用によるものである。第
２段はスライド弁およびドローバック弁などからなる液
圧増幅器である。機械的イナーシャ弁、共振弁および時
定数によって、サーボ制御が複雑となり、装置の移動速
度が制限される。しかしながら、これらのシステムの性
能特性、特に応答時間および通過帯域に関係する特性を
改善することが可能である。しかしながら、これは複雑
度の増加の見返りとして得られるものであって、製造コ
ストを相当程度上昇させるものである。このようなコス
トの上昇は航空宇宙分野では受け入れられる可能性があ
るが、陸上ベースの車両、たとえば、低コストが要件と
なっている大量生産車両には受け入れられないものであ
る。
【０００５】共振および不安定性という現象を目立たな
いようにすることによって、特にサーボ制御を単純化す
る際に上記の欠点を軽減することができる周知の手法が
ある。この手法は線形タイプの上記のアクチュエータ
を、平行運動を、たとえば、リンク−ロッドによって液
圧スライド弁に伝えるロータリ・アクチュエータで置き
換え、第２段のバネを、ロータリ・アクチュエータに作
用するドローバック・スプリングで置き換えることから
なっている。複雑度が少なく、より経済的な後者の手法
が、特に共振現象をなくすことによって性能特性を改善
することは明らかであるが、テストを実施した場合に、
約１０Ｈｚ程度の通過帯域に対応して、たとえば、０．
１秒程度となる所望の応答時間を達成することはこれま
でできなかった。
【０００６】これらの液圧システムの欠点の１つは、線
形であるか、回転形であるかに関わりなく、不安定だと
いうことである。
【０００７】この不安定性、すなわち液圧スライド弁の
振動を排除する周知の手法は、この弁に高い引っ張り力
をかけるバネを追加するものである。しかしながら、こ
の手法は特にバネの引っ張り力のため、短い応答時間を
必要とするシステムには適していない。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】本発明の目的は、特に
短い応答時間で位置に関する命令に従うことができると
ともに、安定性を維持できる液圧変速システムの作成を
可能とすることによって、上記の欠点を解決することに
ある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】このため、本発明の目的
は、液圧スライド弁の制御装置であって、液圧スライド
弁がモータおよび引っ張りバネによって運動し、該弁が
モータの回転方向をこのモータの位置誤差の関数として
制御する手段を備えており、回転方向制御手段がスライ
ド弁に作用する噴流効果を伝達関数が補正する補正回路
によって与えられる２進信号によって制御される制御装
置である。
【００１０】本発明の主な利点は、たとえば、自動ブレ
ーキシステムまたは自動ガイダンス・システムに適合で
きることであり、また経済的にかつ簡単に実現できると
ころにある。
【００１１】本発明のその他の特徴および利点は、添付
図面を参照してなされる以下の説明から明らかとなろ
う。
【００１２】
【実施例】図１は引っ張りバネ（図示せず）が取り付け
られており、リンク−ロッド１２およびバー１３によっ
て本体９に収められた液圧スライド弁１へ平行運動を伝
達するロータリ・アクチュエータ１１を示す。このスラ
イド弁はいくつかの液圧回路２、３、４からのオイルす
なわちブレーキ液の流れの経路を定める。液圧スライド
弁１は矢印Ａで示された方向へ移動したときに、第１回
路２にある液圧流が第２回路３へ流れるようにし、発生
する液圧を負荷、すなわちブレーキ６のジョーないしカ
リパに作用するピストン５と連通する状態にする。スラ
イド弁が矢印Ｂで示される方向へ移動すると、作動回路
３が第３回路４と連通する。この回路４は負荷、すなわ
ちピストン５をタンク７と連通する状態にする。第１回
路２はある圧力、たとえば１５０バールに調整されたポ
ンプ８によってタンク７に接続されている。本体９は両
端にオイルすなわち液体を回収するためのベローズ装置
を有しており、オイルはその後回路１０によってタンク
７へ送られる。
【００１３】ロータリ・アクチュエータ１の電磁石を、
周波数が、たとえば、５００Ｈｚないし２０ｋＨｚのパ
ルス電流によって制御することができる。たとえば、フ
ランス国特許願第９２０２８４３号に記載されているよ
うなこの磁化容量を排除する手段を電磁石に付加し、シ
ステムの通過帯域を改善することもできる。
【００１４】図１の装置は、リンク−ロッド１２と液圧
スライド弁１の間にカムが間挿されているかどうかに応
じて、運動成分および移動をリンク−ロッド１２と液圧
スライド弁１の間で必要に応じて変化させることができ
る。リンク−ロッド１２をバー１３で表される液圧スラ
イド弁１の平行運動軸の外方まで延ばすこともできる。
これは位置サーボ制御とは無関係に、あるいはこのサー
ボ制御が作動不能となったときに、それとは無関係にス
ライド弁の位置を直接かつ手作業で操作することを可能
とする。このサーボ制御は、たとえば、図１には示され
ていない電子モジュールによって達成される。
【００１５】図２は上記の図１の装置に適合されるサー
ボ制御として考えられるタイプのブロック図である。
【００１６】圧力の指示された値が微分要素２１の正入
力に示される。この要素２１は誤差についての情報要素
を、たとえば、電子モジュール２３に伝える。このモジ
ュール内の演算機能がこの圧力誤差を位置誤差に変換す
る。電子モジュールはロータリ・アクチュエータ１１の
電磁石に、このロータリ・アクチュエータ１１の所望の
角度位置の関数として電流Ｉを与える。ロータリ・アク
チュエータの角度位置センサ２５はアクチュエータの位
置を表す電圧または電流を電子モジュール２３へ送る。
電子モジュール２３は微分要素２１が与える誤差情報要
素の関数としての指示値との比較を行い、要求された位
置と位置センサ２５が示す位置とが一致した場合にはゼ
ロとなる誤差信号を決定する。ロータリ・アクチュエー
タ１１の角度位置は液圧スライド弁１の線形位置に対応
している。たとえば、ブレーキ・システムで使用する場
合、液圧弁１の位置によっては、圧力が負荷に、それ
故、ブレーキ５のピストンにかけられるか、あるいはタ
ンク７へ送られる。圧力がブレーキへ送られた場合に
は、ブレーキの圧力が増加する。微分要素２１の負入力
に接続された圧力センサ２２はブレーキで得られる実際
の圧力を示す。圧力の指示値とブレーキの実際の圧力が
等しい場合には、ロータリ・アクチュエータ１１は、液
圧スライド弁１を供給圧力がブレーキに伝達されず、し
たがって圧力が一定のままとなる位置に置くように配置
される。
【００１７】図２に示すサーボ制御は２つのサーボ制御
ループを有する。第１のループはブレーキの圧力、また
は、結局は同じことであるが、スライド弁の位置のサー
ボ制御用であり、第２のループはモータの位置のサーボ
制御用である。この第２のループは実際には、スライド
弁の事前配置用のループにたとえられるものである。こ
の事前配置機能はシステムの応答時間を改善することが
できる。しかしながら、スライド弁の振動となって現れ
る不安定性が生じることがある。次いで、液圧スライド
弁に接続されたバネの引っ張り力が増加し、振動を減衰
させ、これによって不安定性を減少させたり、吸収した
りする。すなわち、詳細にいえば、システムの応答時間
が長くなるので、モータの事前配置ループを使用する利
点が失われてしまう。
【００１８】本出願人が行った実験およびシミュレーシ
ョンでは、上記の不安定性が噴流効果によるものである
ことが示されている。この効果は特に、液圧スライド弁
の駆動モータがこのスライド弁を開くときに高い出力を
出さなければならないようにするものである。
【００１９】図３に、本出願人が明らかにした噴流効果
の曲線が示されている。この噴流効果は液圧スライド弁
を開くときに生じやすいものである。この曲線３１はモ
ータ、たとえば、図１のロータリ・アクチュエータ１１
の角度位置の関数としての、この効果が発生する抵抗ト
ルクである対抗力を表す。噴流効果を本明細書ではロー
タリ・アクチュエータに対するものとして示す。しかし
ながら、リニア・アクチュエータにも同様な態様で作用
するものである。図３の場合、モータの角度位置は、た
とえば、ラジアンで表される。
【００２０】曲線３１を４つの帯域に分割し、その帯域
における噴流効果の役割を本出願人が定義した。
【００２１】角度θが０≦θ≦Ｒ1 などの場合、スライ
ド弁の孔は閉塞されている。オイルの流れはなく、噴流
効果はゼロである。スライド弁は次いで、アイドル帯域
へ移される。
【００２２】角度θがＲ1 ≦θ≦Ｒ2 などの場合、取入
孔が徐々に開き、オイルが負荷へ流入する。噴流効果は
θ＝Ｒ2 で安定するまで、モータの角度位置にあわせて
増加する。噴流効果は安定時に最大となる。ここでは、
これはスライド弁を動かすためにモータが発生しなけれ
ばならない最大トルクを表している。
【００２３】角度θがＲ2 ≦θ≦Ｒ3 などの場合、噴流
効果は位置が増加すると、減少する。この減少が過剰な
場合、システムが制御不能になることがわかろう。
【００２４】角度θがθ≧Ｒ3 などの場合、噴流効果は
なくなり、力Ｆはほぼ一定となる。
【００２５】実際に注意しなければならないのは、噴流
効果が減少する第３の帯域であるが、これは本出願人が
不安定になることを示しているのがこの帯域だからであ
る。
【００２６】図４は本出願人が記録した、噴流効果を受
ける液圧スライド弁の作動サイクルを示す。第１の曲線
３１は前方移動時のモータの角度位置の関数としての、
噴流効果によって発生する対抗トルクを表し、第２の曲
線３２は復帰移動時のこの対抗トルクを表す。
【００２７】サイクルの第１帯域４１において、スライ
ド弁はアイドル帯域へ移動する。流れがなく、それ故、
噴流効果もない。位置サーボ制御は完璧に確保されてい
る。指示値と出力の開きは最小である。
【００２８】第２領域４２において、取入孔が徐々に開
く。流れがあり、それ故、噴流効果もある。位置サーボ
制御はここでも確保されているが、指示値と出力との間
の開きは指示値が大きくなるにしたがい徐々に大きくな
る。発生する誤差をトレーリング誤差と呼ぶ。
【００２９】第３帯域４３において、スライド弁は噴流
効果が弱まり始める点に到達し、さらに進む。システム
は、特に液圧スライド弁を振動させて、システムを不安
定にし、さらには、制御不能とすることがある噴流効果
特性帯域を通り抜ける。この現象は特性曲線の負の傾き
によるものである。
【００３０】第４帯域４４において、指示値が低下し、
システムは噴流効果の特性の安定帯域に戻る。サーボ制
御は第２帯域４２におけると同様に作用する。作動がこ
の第４帯域４４にくると、スライド弁における負荷損失
が低くなるので、噴流効果の特性の振幅は低下する。流
量は少なくなり、また噴流効果が流量の２乗にほぼ比例
しているため、噴流効果も小さくなる。
【００３１】第５帯域４５において、取入孔は閉鎖され
る。流れも噴流効果もなくなり、液圧スライド弁はアイ
ドル帯域に移動する。サーボ制御システムは第１帯域４
１と同様に作用する。
【００３２】噴流効果がこのような特性を有しているの
で、そのモデルを作成し、モータと液圧スライド弁で形
成したユニットの伝達関数を適用し、サーボ制御ループ
の要素を伝達関数の機能として計算した。
【００３３】モータのこの位置のサーボ制御を図５に略
示する。モータとスライド弁で形成されたシステムの伝
達関数５１は、ラプラス変数ｓの関数である量Ｈ（ｓ）
で表される。モータの位置センサ２５のゲインは値Ｋr
で表され、補正関数５３のゲインはラプラス変数の関数
であるＫ（ｓ）で表される。モータのロータの位置の角
度θ（ｓ）は指示値関数Ｅ（ｓ）５４にサーボ連結され
る。θ（ｓ）およびＥ（ｓ）はラプラス変数ｓの関数で
ある。
【００３４】ループ型システムの伝達関数ＨBF（ｓ）は
下記の関係で与えられる。
【数３】
【００３５】モータの電気的伝達関数Ｈe （ｓ）は下記
の関係で与えられる。
【数４】 ただし、Ｉ（ｓ）はモータのステータを通って流れる電
流であり、ＲおよびＬはそれぞれこのモータの直列抵抗
およびインダクタンスである。
【００３６】モータの電気機械的伝達関数Ｈem（ｓ）は
下記の関係で与えられる。
【数５】
【００３７】モータのトルクΓ（ｓ）は比例係数ｇm に
したがい電流Ｉ（ｓ）に比例している。
【００３８】モータ・システムおよびスライド弁の伝達
関数を定義するために、噴流効果の特性を考慮した。こ
の特性をモデルにおいて、応力をモータに対する角度位
置である位置に関連づける非線形関係として表すことが
できる。本発明によれば、噴流効果はスライド弁の端部
におかれ、このスライド弁に引っ張り力Ｆj をかける、
【数６】 という非線形剛性を有する引っ張りバネの作用に類似し
ている。
【数７】 はスライド弁の位置Χに関するこの力Ｆj の偏導関数を
表す。機械的伝達関数Ｈm （ｓ）は、この場合、次の関
係によって定義される。
【数８】 ただし、Ｂはモータとスライド弁で構成されたシステム
のモータから見た液圧摩擦係数を表し、Ｊはモータから
見た等価慣性モーメントを表す。
【００３９】したがって、 Ｂ＝ｌ2 Ｒv ただし、Ｒv はスライド弁の液圧摩擦であり、ｌはモー
タとスライド弁の間のリンク・アームの長さである。
【００４０】また、 Ｊ＝Ｊm ＋ｌ2 Ｍ ただし、Ｊm はロータの慣性モーメントであり、Ｍはス
ライド弁の質量である。ｌは上述のリンク・アームの長
さである。
【００４１】ｋj はモータに限定した上述のモデルによ
る噴流効果の特性の勾配を表す。したがって、
【数９】 となるが、Γj はモータから見た噴流効果によって発生
した抵抗トルクであり、θはロータの角度である。トル
クΓj は実際には図３および図４で定義した対抗トルク
Γであり、偏導関数
【数１０】 がこれらの曲線から導かれる。
【００４２】図６の曲線６１はラジアンで表した、たと
えば、モータのロータの角度位置θの関数である係数
【数１１】 の値を示す。この曲線６１は、たとえば、図３の曲線３
１からこの曲線の導関数として導かれる。
【００４３】モータと液圧スライド弁で形成されるシス
テムの総伝達関数Ｈ（ｓ）は上述の３つの伝達関数Ｈe
（ｓ）、Ｈem（ｓ）、Ｈm （ｓ）の積によって与えられ
る。すなわち、
【数１２】 となる。
【００４４】この伝達関数によれば、噴流効果が対応す
る項ｋj によって、伝達関数に補助次数をもたらすこと
がわかる。
【００４５】モータとスライド弁のシステムの伝達関数
Ｈ（ｓ）がわかれば、ほかに行わなければならないの
は、ループでサーボ制御されるシステムの安定性を確認
するために、当分野の技術者の通常の知識により、また
上記で定義した係数Ｒ、Ｌ、Ｊ、Ｂおよびｋj の値に基
づいて、関係式（１）によって与えられるループ型伝達
関数ＨBF（ｓ）の分母Ｉ＋Ｋr Ｋ（ｓ）Ｈ（ｓ）を検討
することである。補正関数の伝達関数Ｋ（ｓ）が次いで
決定される。この関数が、たとえば、パラメータｋj を
特徴とする噴流効果を考慮しているのであるから、本出
願人が明らかとしたこの効果による不安定性が除去され
る。パラメータｋj は、たとえば、図６に示した曲線に
したがって決定される。
【００４６】図７は本発明による装置の実施例を示す。
【００４７】リンク−ロッド１２およびバー１３により
モータないしロータリ・アクチュエータ１１によって制
御され、かつ引っ張り手段７１、たとえば、バネによっ
て引っ張られる液圧スライド弁１を、たとえば、ブレー
キ・システムに制御エネルギーを伝達するために使用す
る。スライド弁の液圧入力および出力は図示されていな
い。噴流効果が補正関数Ｋ（ｓ）で考慮されており、し
たがって、この関数によって補正されるため、発生する
可能性のある不安定性は排除され、バネ７１の剛性はし
たがって、比較的低い値であってもかまわなくなる。こ
れによって、システムの通過帯域を増加させる、すなわ
ち、応答時間の点で高い性能特性を得ることが可能とな
る。
【００４８】モータは、たとえば、Ｈ形構成のトランジ
スタ７２、７３、７４、７５のブリッジによって電流制
御される。これらは、たとえば、電界効果トランジスタ
である。ブリッジのトランジスタ７２、７４は電源７６
に接続されている。他の２つのトランジスタ７３、７５
は基準電位７７に接続されている。
【００４９】位置センサ２５は、たとえば、アナログ・
モジュールまたはディジタル・モジュールのいずれであ
ってもかまわない電子モジュール２３に収められている
補正回路５１に接続されている。補正回路は、たとえ
ば、上記で定義した伝達関数Ｋ（ｓ）を有している。ア
ナログ回路の場合、計算した伝達関数Ｋ（ｓ）は、たと
えば、当分野の技術者に周知の方法によるコンデンサと
抵抗のアレイによって得られる。ディジタル・サーボ制
御システムの場合、この伝達関数は、たとえば、プログ
ラムされてから、マイクロプロセッサの作業メモリに入
力される。この関数は、たとえば、電子モジュール２３
に記憶されている位置指示値と、センサ２５が読み取っ
た位置との間の誤差信号である入力信号を有している。
補正回路５１は、たとえば、回路（図示せず）によって
増幅された、誤差信号の関数としてモータの回転方向を
制御する２進制御信号をもたらし、該信号は、たとえ
ば、正の誤差信号の場合には一方向へ、また負の誤差信
号の場合には反対方向へ制御される。このため、増幅信
号は基準電位７７に接続されている２つのトランジスタ
の一方、すなわちトランジスタ７３のゲートを直接活動
化し、またこの基準電位７７に接続されている他方のト
ランジスタ７７をインバータ７８によって活動化する。
トランジスタがバイポーラ・トランジスタである場合に
は、活動化されるのはベースとなる。
【００５０】第２のサーボ制御ループを、たとえば、モ
ータの位置サーボ制御ループに追加することもできる。
この第２のループは、たとえば、モータ１１、スライド
弁１およびこの弁の負荷７９によって形成されたシステ
ムを考慮したものとなる。たとえば、ブレーキ・システ
ムに適用する場合には、センサ２２が伝達関数Ｋ’
（ｓ）を補正するために圧力レベルを第２の回路８０に
もたらす。この圧力レベルは、たとえば、電子モジュー
ル２３に記憶されている指示値と比較される。第２の補
正回路８０は、たとえば、電源電位７６に接続されてい
る他の２つのトランジスタ７２、７４に対して制御信号
をもたらす。これらのゲートまたはベースに作用するこ
の制御信号は、期間ごとの導通時間を画定し、それ故、
モータに送られる平均電流の値を画定する。これが実際
には、スライド弁によって、たとえば、ブレーキ・シス
テムである負荷７９にかけられる力を決定する。液圧ス
ライド弁は１段のスライド弁であっても、多段のスライ
ド弁であってもかまわない。
【図面の簡単な説明】
【図１】ロータリ・アクチュエータによって動かされる
液圧スライド弁の図である。
【図２】上記のシステムに適合するサーボ制御システム
の一例の図である。
【図３】液圧スライド弁を駆動するモータによって形成
されるシステムにおける、本出願人が明らかにした噴流
効果の作用を示す図である。
【図４】液圧スライド弁を駆動するモータによって形成
されるシステムにおける、本出願人が明らかにした噴流
効果の作用を示す図である。
【図５】上記のモータの位置についてのサーボ制御の典
型的な図である。
【図６】モータの位置を補正する関数の伝達関数を考慮
した噴流効果を表すパラメータの図である。
【図７】本発明による装置の実施形態を例示する図であ
る。

Claims (9)

    【特許請求の範囲】
  1. 【請求項１】 モータおよび引っ張りバネによって作動
    させられる液圧スライド弁を制御する装置において、該
    弁がモータの回転方向をこのモータの位置誤差の関数と
    して制御する手段を備えており、回転方向制御手段が伝
    達関数（Ｋ（ｓ））がスライド弁に作用する噴流効果を
    考慮している補正回路によって与えられる信号によって
    制御され、噴流効果が非線形剛性を有する引っ張りバネ
    の作用と類似していることを特徴とする制御装置。
  2. 【請求項２】 補正回路によって与えられる信号が２進
    信号であることを特徴とする、請求項１に記載の装置。
  3. 【請求項３】 噴流効果がモータのロータの角度位置
    （θ）に関して該噴流効果が発生する対抗トルク（Γ
    j ）の偏導関数 【数１】 に等しい係数（ｋj ）を特徴としていることを特徴とす
    る、請求項１に記載の装置。
  4. 【請求項４】 モータと液圧スライド弁によって形成し
    たユニットに使用される伝達関数Ｈ（ｓ）が下記の形
    態、すなわち 【数２】 （ただし、ｇm はモータが発生するトルクとモータを流
    れる電流の間の比例係数、 Ｊはモータに限定したユニットの慣性モーメント、 Ｒはモータの直列抵抗、 Ｌはモータのインダクタンス、 Ｂはユニットの液圧摩擦係数、 ｋj は噴流効果の特性である）を有しており、ユニット
    の位置のループ型のサーボ制御が安定したものとなるよ
    うに、補正回路の伝達関数Ｋ（ｓ）が計算されることを
    特徴とする、請求項３に記載の装置。
  5. 【請求項５】 モータの回転方向を制御する手段がモー
    タに給電するＨ形構成のトランジスタのブリッジの２つ
    のトランジスタとインバータによって構成されており、
    ２進信号が一方のトランジスタを直接活動化し、かつイ
    ンバータによって他方のトランジスタを活性化し、２つ
    のトランジスタが同一の電信に接続されていることを特
    徴とする、請求項１に記載の装置。
  6. 【請求項６】 位置の誤差が電子モジュールに記憶され
    ている指示値と、電子モジュールに接続されたセンサが
    読み取ったモータのロータの位置との間の誤差であり、
    誤差信号が補正回路に与えられ、この回路の出力２進信
    号が増幅手段によって増幅されることを特徴とする、請
    求項１に記載の装置。
  7. 【請求項７】 補正回路の伝達関数（Ｋ（ｓ））がプロ
    グラムされ、電子モジュールに含まれているマイクロプ
    ロセッサの作業メモリに記憶されることを特徴とする、
    請求項６に記載の装置。
  8. 【請求項８】 第２のサーボ制御ループがモータの位置
    サーボ制御用ループに付加され、第２のサーボ制御ルー
    プがモータを通って流れる平均電流の値をこのスライド
    弁の負荷のレベルの関数として制御することを特徴とす
    る、請求項１に記載の装置。
  9. 【請求項９】 液圧スライド弁をブレーキ・システムに
    適用する場合に、第２のループがモータの電流をブレー
    キ・システムの圧力のレベルの関数としてサーボ制御す
    ることを特徴とする、請求項８に記載の装置。
JP7176863A 1994-06-21 1995-06-21 液圧スライド弁用制御装置 Withdrawn JPH0816252A (ja)

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FR9407571A FR2721413B1 (fr) 1994-06-21 1994-06-21 Dispositif de commande d'un tiroir hydraulique.
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EP (1) EP0691252A1 (ja)
JP (1) JPH0816252A (ja)
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Publication number Publication date
FR2721413B1 (fr) 1996-08-30
KR960001509A (ko) 1996-01-25
EP0691252A1 (fr) 1996-01-10
FR2721413A1 (fr) 1995-12-22
US5611518A (en) 1997-03-18
CA2152224A1 (fr) 1995-12-22

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