JPS6323002A

JPS6323002A - 油圧パワ−サ−ボシステム

Info

Publication number: JPS6323002A
Application number: JP61165564A
Authority: JP
Inventors: Haruhisa Takatani; 高谷　晴久
Original assignee: Daiichi Electric Co Ltd
Current assignee: Daiichi Electric Co Ltd
Priority date: 1986-07-16
Filing date: 1986-07-16
Publication date: 1988-01-30
Also published as: KR880001936A

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】〈産業上の利用分野）本発明は、広くはサーボシステムに間するものであり、
特に油圧サーボシステムに間するものである。

就中、大パワーを出す油圧サーボシステムに間するもの
である。

（従来の・技術）従来、力を増力する手段としては、■　歯車機構、ネジ
機構、リンク機構等の機械式と、■　油空圧シリンダ、
油空圧モータ及びこれらと機械式との組合わせ等の油空
圧式がある。

而して、油空圧式は供給する圧力、流量が可変できるこ
とにより、現在も多用されている。そして、この中に介
在する流体が非圧縮性流体である油圧式において、アク
チュエータの運転と制御に種々の発明考案がなされて来
た。最初に、このアクチュエータの運転と制御とを以下
に図示して説明する。

先ず、第１図は１本発明に係る油圧パワーサーボシステ
ムに間するものであるからこれは後で説明す搗。

而して、このアクチュエータの運転と制御には、第２図
に示す回路図のごとく、ａ）直動式アクチュエータの運
転と制御と、第３図に示す回路図のごとく、ｂ）回転式
アクチュエータの運転と制御、とがある。これらは、単
なる位置決め用運転と制御である。尚９図中の数字ｌは
、電磁弁である。

更に、アクチュエータが動く速度の制御、及び任意の位
置決め制御としては、上記の図に示した電磁弁ｌが電気
油圧式サーボ弁２（第４図と第５図の回路図を参照）に
置換されアクチュエータの動きを検出するセンサー（検
出器）を用いた装置がある。尚２図中の数字３は位置検
出器、４は回転検出器である。而して、このサーボ弁２
は次の様な構造と機能をもっている。

これを第６図の概略図をもって、その概ねの動作を以下
に説明する。先ず、トルクモータ５に電流を流し発生す
る電磁力により、フラッパー６を傾斜制御する。すると
、中空位置にあったノズル７からの油の噴出量が傾きに
よってスキマが広がった側とスキマが狭まった側が生じ
ろ。このことによって、ノズル７からの噴出量は、広が
ったことによって多くなり、つまり、ノズル背圧が減少
する。一方、狭まったことによって、ノズル背圧が増加
する。この圧力差がスプール弁８の背圧にかかっている
ため、スプールが偏位し、ボートが間き、アクチュエー
タへの油路が制御される（第７図のスプール弁通過流量
対スプール偏（ｆｆ（）ルクモータ電流）表図を参照）
、トルクモータ５の電流１直とスプール弁８の偏位とが
極めて制御性が良く、微小な電流によってノズル／フラ
ッパー系の油圧増幅部を経て、スプールが制御されるも
のを電気−油圧式サーボ弁と呼んでいる。

一方９回転式アクチュエータ駆動方式に油圧ボンブー油
圧モータを組合わせた油圧トランスミッションがある。

これは、第８図に示す概略図のごとくに、可変吐出形油
圧ポンプ９と可変容量形油圧モータ１０を配管１１て結
合したものである。

尚、このポンプ／モータの部分の拡大側面断面図を第９
図に示した。而して９図中の斜板１２の傾斜角を変える
ことにより吐出量が変えられ傾斜角が正負逆にすること
により吐出方向が変えられる。尚９回転軸１３は、定速
回転するものである。而して、この斜板１２の傾斜を直
接制御するのではなく、サーボ弁／シリンダを用いて力
増幅をしてその傾斜制御が行われている。

一般的にはオイルモータは定容量のものが多いが、可変
容量のものを用いることにより回転数の変化範囲（変運
比）を大きくとることができる。

又、ポンプの吐出に対しモータの容量を大きくすれば減
速機構も直接得られ、小さくすれば増速機構にすること
も可能である。

以上を総合すると以下の様にまとめることができる。

Ａ　ポンプは定容量／可変容量のものがある。

Ｂ　モータも定容量／可変容量のものがある。

Ｃ回転式アクチュエータは油圧モータである。

直動式アクチュエータは油圧シリンダである。

Ｄ　ポンプの吐出流量がアクチュエータの速度に比例す
る。

Ｅ　油圧モータの吐出側と戻り側の圧力差Ｐｒと一回転
に必要な油の体積Ｖｍの積がトルクＴとなる。即ち、Ｔ
＝ＰｒＸＶｍである。

Ｆ　油圧シリンダの有効受圧面積Ａとピストンに作用す
る圧力ｐｐの積が推力Ｆとなる。

即ち、Ｆ、＝ＰｐＸＶｍである。

以上にして、ポンプの吐出圧力Ｐと流ｊｌＱが可変であ
れば、全ての油圧アクチュエータの運転制御ができる筈
である。

現在油圧装置が有効に使用されている分野は以下の通り
である。

■　建設車輌 ■　一般産業機械の自動機器 ■　船舶、車輌 ■　航空機、精密機器（主としてサーボ弁が用いられて
いる。） ■　その他一方電動機はその制御性と電気エネルギーを直接機械エ
ネルギーに変換することから、目覚ましい発展がなされ
従来油圧装置が採用されていた分野も、電動機（サーボ
モータ）におきかえられて来ている。

而して、大出力でしかも制御精度の良いサーボ機構は、
電気−油圧パルスモータ、電気−油圧サーボ弁等の制御
システムが一般に提案されている。電気−油圧パルスモ
ータは、電気式パルスモータの軸出力でロータリーサー
ボ弁を駆動し油圧モータがそれに追従して回転するもの
である。−方、電気−油圧サーボ弁は、第６図で説明し
たごとくである。

（発明が解決しようとした問題点）以上に於いて、上記の第６図で説明したサーボ弁は、ス
プール弁の開度が全てオリフィス間口部制御であるから
流体が流れることは、圧力損失を発生して流れている。

従って、サーボ弁は制御性の極めて良いのが特徴である
が、逆に動力の損失を伴っている機械効率の悪い欠点が
ある。供給圧力は、アクチュエータの面積を負荷の関係
より決定する。通過流量は、負荷の必要とした速度と面
積より決定する（第１０図に示すスプール弁通過流量と
スプール偏位／圧力損失／供給圧力の表図を参照）。あ
くまでオリフィスの制御であるため圧力と流量は安定し
た量をサーボ弁に与える必要があり、用いられるポンプ
は固定吐出ポンプである。従って、必要とした動力は次
式となる（第１１図の流量対供給圧力の表図を参照）。

実際に負荷に必要とした圧力と油量は斜線で示した如く
ごく一部分であり、他は仕事に供しない熱として損失し
ている。従って、きわめて効率の悪いものであって、単
一機能のもので３０〜４０％であり、多機能のものだと
１５〜３０％しか仕事に供しないのが通例である。

一方、第８図で説明した回転式のものは、ポンプの効率
は９０％程度で、モータの効率も９０％程度であるため
、油圧トランスミッションとしての効率は約８０％程度
であると云うことになる。夫々の１０％のロスは９回転
部の抵抗以外に主として内部漏れがあるためで、別の固
定吐出ポンプてこの漏れを補う必要がある。しかし、効
率としては上記のサーボ弁式に比べ、大幅に改善された
ものと云える。

而して、上記の電気−油圧パルスモータはりニアな制御
を行う場合、油圧モータの出力で台形ネジを駆動させて
やることになるが、この場合１位置（変位）の制御は比
較的容易に行うことが出来る。但し、油圧シリンダに比
較し大パワーを得ることは非常に困難である。ロータリ
ーサーボ弁と油圧シリンダを組合せた構造のものもある
が、これは機械的なフィードバック機構となるためルー
プゲインが固定化されてしまい装置が完成したあとのゲ
イン調整が不能となってしまう。又これもサーボ弁を使
用することには変りなく伝達効率上問題を残すものであ
る。

一方、電気−油圧サーボ弁方式は、サーボ弁を使用すれ
ばｔｊ＆細な制御は可能であるが９作動油の清浄度（コ
ンタミネーション、極めて微小なゴミが混入してもサー
ボ弁のオリフィス等が詰まってしまい動作不能となる）
を常時維持する必要があり９価格も非常に高価になる。

比例制御弁を使用した場合９価格及び作動油のコンタミ
ネーションはあまり気にする必要はないが、サーボ弁に
比較し精密な制御が困難であるため、精度を必要とすろ
制御系には殆ど使用されていない。

そして、最近は、ＤＣ又はＡＣサーボモータを使用した
制御システムが普及して来て居り制御精度も非常に良い
ものが出回っているが、大パワーが必要な所にはリンク
機構の機械的な強度又はコストの面から大きな制約を受
けている。

（問題点を解決するための手段）本発明に係る油圧パワーサーボシステムは２以上の問題
点に鑑みて、基本的には油圧ポンプを電気式サーボモー
タで直接駆動するように為したものである。

以下に９本発明に係る油圧パワーサーボシステムの具体
的な構成を詳細に述べる。先ず、外部信号により制御可
能な回転機器を動力源としたものがある。そして、この
動力源に駆動される両方向定容量型流体ポンプ又は両方
向可変容量型流体ポンプがある。更に、この流体ポンプ
に配管等で接続された外部出力機器であるシリンダ又は
流体モータ等がある。最後に、この外部出力機器の運動
ｆｆ１（変位とか回転角度・圧力又は出力等）を検出し
、動力源制御装置の加算器又は乗算器等の演算回路へ帰
還させる検出手段がある。

（作用）本発明に係る油圧パワーサーボシステムは以上の如き構
成に為した故に、下記のごとき作用が生じた。

先ず、外部信号により制御可能な回転機器を動力源とし
て流体ポンプを駆動すると、これに配管等で接続された
シリンダ又は流体モータ等の外部出力機器が作動する。

そこで、その運動量（変位・回転角度・圧力又は出力）
を検出手段が検出して、それを上記の動力源の制御装置
の加算器又は乗算器等の演算回路へ帰還させる。これに
より。

その運動量を大出力且つｙ＆細に制御することが出来ろ
。

（実施例）以下に２本発明に係る油圧パワーサーボシステムを一実
施例を用いてそれを示す添付の図面と共に詳細に述べる
。

第１図は９本発明に係る油圧パワーサーボシステムの一
実施例のブロックダイアグラムを示している。

これを具体例を挙げて説明すると、第１図のごとくに両
ロッド型復動シリンダ２０と両方向定容量型油圧ポンプ
２１を油圧配管２２で結ぶ。そして、上記の油圧ポンプ
２１は、電気式サーボモータ２３て駆動する。更に、上
記の油圧配管２２は、上記の油圧ポンプ２１とシリンダ
２０の加圧両面に直接接続され閉回路を形成している。

従って、この油圧ポンプ２１を正逆両方向に回転させろ
ことにより、上記のシリンダ２０もそれに比例して双方
向に移動する。尚、このシリンダ２０と上記の油圧ポン
プ２１の容量比率を変えろことにより、その圧力や速度
の比率を自由に選べるものである。

上記のシリンダ２０に接続されたロッド２４の変位を変
位検出器２５で検出する。そして、これを電気信号に変
換しサーボ増幅器２６の加算器又は乗算器等２７にフィ
ードバックすることにより、外部アナログ電圧入力２８
（ここではアナログ信号で説明するがその一部又は全部
をディジタル化してもよい）に比例して上記のシリンダ
２０の移動量を制御することが可能となる。

以上、油圧シリンダ２０による直線運動の例を示したが
９次に別な実施例として回転運動の例を挙げてみる。此
の場合は、第１図の如くサーボモータにより定容量型油
圧ポンプを駆動することは前例と同様であるが、第１２
図のブロックダイアグラムに示す如く第１図で示した油
圧シリンダ２００代わりに定容量型油圧モータ３０を接
続して閉回路を形成させるものである（定容量型油圧ポ
ンプと油圧モータとは同じものであり互換性がある）。

尚、ここでポンプとモータの容量比率と圧力や速度の選
択は、上記のシリンダの例と同じである。そして、上記
の油圧モータ３０の回転軸３４０回転状態を回転検出器
３５て検出し、これを上記の加算器２７にフィードバッ
クさせれば良い。

而して、上記した第１図のシリンダタイプのものに間し
て、油圧シリンダは変位の制御だけてはなく極めて大き
な加圧力を要求される。しかも圧力成形機のようにシリ
ンダが停止した状態で加圧力だけを発生させなければな
らないようなときは第１３図に示した実施例のように加
圧側の油圧回路に圧力計４０を接続し、電気信号に変換
された圧力信号をサーボ増幅器にフィードバックしてや
ればよい。又、ばね付き単動シリンダを駆動する場合は
、第１４図に示した実施例のごとくに更に簡単な構造と
なる。

而して、上述したごとく、サーボモータは目覚ましい発
展がなされ、従来油圧装置が採用されていた分野に於い
てもサーボモータが置変えられて来ている。

このサーボモータの制御性と電気エネルギーを直接機械
エネルギーに変換すると言う利点をもう一度油圧分野に
採用すると、第１５図と第１６図に示した回路図のごと
きシステムが組めることになる。

即ち、ポンプ２１の回転数を直接サーボモータ２３て制
御することにより、アクチュエータの速度を制御する。

そして、トルク又は推力を決めろ圧力を電気式圧力制御
弁４０てコントロールすることにより、従来のシステム
の全てを包括することになろ（第１７図と第１８図の表
図を参り、り）。

尚、第１５図の数字２５は位置および速度センサーであ
り、第１６図の数字２５は角度および速度センサーであ
る。そして、その他の数字は上述したものと同一のもの
である。而して、ポンプ２１の回転数を可変する駆動源
は、サーボモータに限定せず以下のものも全て有効とな
り得る。

（イ）交流可変速モータ（インバータモータ・交流サー
ボモータ・交流カップリングモータ）（ロ）直流可変速
モータ（直流モータ・直流サーボモータ）（ハ）内燃機間（ガソリンエンジン・ディーゼルエンジ
ン・ガスタービン）更に、油圧に代えて水圧等の液圧も可能である。又、気
圧の使用も可能である。従って９本発明を油圧に限定す
るものではなく、油圧でも使用可能であれば他の液圧や
気圧等を用いても本発明の技術範囲になる。勿論、ガス
等を使用すると圧縮性を有する為にポンプの吐出量に比
例したアクチュエータの動作は得られないが、その分セ
ンサー２５て検出しモーター側へフィードバックするこ
とにより非圧縮性の流体と全く同じ動作をさせることが
出来る。但し、油のような大パワーは得られない。

（発明の効果）Ｕ１様にして、上記の第１図のものでは９例えば、加圧
面積１００ｃＴ１１″のシリンダと、吐出量が１回転で
３ｍｌの油圧ポンプを組合わせた場合、上記のシリンダ
２０の片方へ油が１００ｍ１流入したとしたとこのシリ
ンダ２０は１０ｍｍ移動する。従って。

１０μｍ移動させるには油の流入量は０．１ｍｌ　とな
る。これから、上記のポンプ２１より０．１ｍｌの油を
吐出させるためには回転角で３６０°／３０＝＋２゜と
いうことになる。現在の電気式サーボモータでは１回転
角１２°程度の制御は極めて容易なことである。以上の
説明より、高級なサーボ弁を用いなくても非常に単純な
油圧回路でミクロン単位のシリンダ制御が可能となるこ
とが理解出来る筈である。

一方、従来のサーボ弁、比例制御弁等の構造上極めて狭
い隙間を油が通過するものは、これにより圧力損失が非
常に大となる。損失が大であるということは油温の上昇
という結果に繁り、油の劣化を招くことになる。

本発明の方式では損失は殆とが油圧ポンプの伝達効率だ
けであり、それ以外の油圧回路の損失は無視しても良い
程度のものである。従って油温の上昇も殆と無く、油温
上昇による浦の劣化も避けることが出来る。勿論、油も
れによる損失もあるが、この点は従来のものも同様であ
る。

サーボモータの軸出力を機械的にリニアな変泣に変換し
てやる場合９通常はギアボックス等で減速し、更にその
回転力を直線運動に変換するリンク機構を必要とした。

この場合、その構造は複雑となりそれだけコスト高にな
る。

次に、第１２図の油圧モータ３０に関して述べる。これ
は９例えばポンプの１回転当たりの吐出容量とモータの
容量とに１：１０の関係があったとすれば、当然油圧モ
ータの回転数はポンプの１／１０ということになる。従
って油圧モータの回転トルクは１０倍に増大されろ。こ
れは機械的なギアボックスと全く同じ減速機構となるわ
けである。しかも前に説明したように、極めて伝達効率
のよい減速機構が形成されることになる。又、油圧ポン
プと油圧モータの容量比を逆転させれば増速機が成立す
る。此の場合、一般にサーボモータに比較し同出力の油
圧ポンプ／モータは大幅に小型化されているため、ロボ
ットのアーム又は関節のように非常に狭い場所でしかも
精度の良い回転角度制御を要求されるとき、ロボットの
胴体部へサーボモータと油圧ポンプを組込み、アーム又
は関節には油圧モータと回転角度検出器を収容するだけ
でよい。しかも電気式サーボ機構に比べさらに大荷重に
耐えることが可能となる。

現在市販されている油圧ポンプは液体の流れが一方向型
・両方向型及び吐出量が定容量型可変容量型と種々な種
類に分かれているが、これはあくまでも駆動用電気モー
タの回転数が一定であるという条件を前提としている。

従って回転数を可変にすれば吐出量が変化するにもかか
わらず定容量型と称しており、可変容量型の場合は斜板
式ピストンポンプのような複雑な構造となっている。本
方式では一般に出回っている定容量型ポンプの回転を零
から定格回転数まで連続可変にすることにより、液体吐
出量を連続可変又は任童の吐出量での定容量型にするこ
とが出来た。而も、電気式サーボモータは回転数の制御
・トルク制御・更に停止状態でのストールトルク発生も
可能である。これがそのまま油圧側では油の吐出量制御
・液体が流れている状態での油圧制御・更に液体がほぼ
停止している状態での油圧制御が可能ということになっ
て来る（油もれ補償外のモータの低速回転は必要である
）。又、サーボモータのトルク検出及びトルク制御を行
うことにより、油圧回路からの圧力のフィードバックな
しに出力Ｆｏ　　（又は加圧力）制御も可能である。圧
力制御が可能のため圧力調整用のリリーフ弁も不要とな
る。

以上、定容量型ポンプ／モータの組合わせでの効果を説
明したが、可変容量型ポンプ／モータもさらに機能向上
に貢献するものである。油圧ポンプ／モータの組合わせ
の場合その片方又は双方を可変容量型にしてやると、サ
ーボモータの回転速度とトルク可変範囲のほかに油圧回
路の増速・減速特性が重畳され、さらに大幅な可変減速
比・可変増力比（加圧比）を得ることが出来る。ポンプ
／シリンダの組合わせの場合ポンプを可変容量型に置き
変えると出カ一定の法則よりポンプの吐出量大のときは
ピストンの高速動作（但し加圧力は弱い）、吐出量小と
きは大加圧力の特性が得られろ。今迄の説明では動力源
に電気式サーボモータを使用して来たが、これに限らず
、外部信号により制御可能な内燃・外燃機間又はインバ
ータ方式可変速モータのような回転機器であればなんで
もよい。サーボモータとポンプは本方式の主旨からいう
と、直結が理想的であるがサーボモータの代わりに蒸気
又はガスタービン等の高速回転機間を使用した場合は減
速機を介在させてポンプの最大回転数まで減速させる必
要がある。又それによりトルクの増大も図れる。

両方向定容量又は可変容量型油圧ポンプ１台だけでこれ
だけの機能増大が出来るということは油圧制御システム
に於いて革命的な変革を促し９図り知れない利益を肩す
ものである。

【図面の簡単な説明】

第１図は１本発明に係る油圧パワーサーボシステムの一
実施例の回路図である。第２図は、従来の直動式アクチュエータの運転と制御の
一実施例の回路図である。第３図は、従来の回転式アクチュエータの運転と制御の
一実施例の回路図である。第４図は、第２図の検出器の付近の回路図である。第５図は、第３図の検出器の付近の回路図である。第６図は、サーボ弁を使用した従来のアクチュエータの
運転と制御の一実施例の概略回路図てある。第７図は、スプール弁通過流量対スプール偏位表口であ
る。第８図は、油圧モータ／ポンプの組み合わせの油圧トラ
ンスミッションの一実施例の断面図である。第９図は、第８図の油圧モータの一実施例の拡大断面図
である。第１θ図は、スプール弁通過流量とスプール偏位／圧力
損失／供給圧力の表口である。第１１図は、流量対供給圧力の表口を示したものである
。第１２図は９本発明に係る油圧パワーサーボシステムの
別の一実施例の回路図である。第１３図は、その別の実施例の回路図を示したものであ
る。第１４図は、更に別の実施例の回路図を示したものであ
る。第１５図は、従来の油圧パワーサーボシステムの別の一
実施例の回路図である。第１６図は、その別の実施例の回路図を示したものであ
る。２０−シリンダ　　　　２１−油圧ボンブ２２−油圧配
管　　　　２３−サーボモータ２４−ロッド　　　　　
２５−変位検出器２６−サーボ増幅器　　２７−加算器２８−外部人力　　　　３〇−油圧モータ３４−回転軸
　　　　　３５一回転検出器４〇−圧力計

Claims

【特許請求の範囲】

（１）　外部信号により制御可能な回転機器からなる動
力源、該動力源により駆動される流体ポンプ、該流体ポ
ンプに配管等で接続された外部出力機器、該外部出力機
器の運動量を検出する検出手段、該検出手段からの信号
を入力する上記の動力源の制御装置の加算器等の演算回
路、より構成されることを特徴とした油圧パワーサーボ
システム。
（２）　流体ポンプが、両方向定容量型であることを特
徴とした特許請求の範囲１に記載の油圧パワーサーボシ
ステム。
（３）　流体ポンプが、両方向可変容量型であることを
特徴とした特許請求の範囲１に記載の油圧パワーサーボ
システム。
（４）　外部出力機器が、シリンダであることを特徴と
した特許請求の範囲１に記載の油圧パワーサーボシステ
ム。
（５）　外部出力機器が、流体モータであることを特徴
とした特許請求の範囲１に記載の油圧パワーサーボシス
テム。
（６）　流体モータが、両方向定容量型であることを特
徴とした特許請求の範囲５に記載の油圧パワーサーボシ
ステム。
（７）　流体モータが、両方向可変容量型であることを
特徴とした特許請求の範囲５に記載の油圧パワーサーボ
システム。