JP2002000026U - Fluid pressure device - Google Patents
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Abstract
(57)【要約】
【目的】 パンチングプレスのサイクル動作中の消費電
力の無駄を低減して高速化を果たすことのできる流体圧
装置を提供する。
【構成】 パンチングプレス用の流体圧装置であって、
少なくとも高低二圧に制御可能な第1の流体吐出手段
と、作動中は低圧側圧力と同等程度の吐出圧に制御され
る第2の流体吐出手段とを備え、制御弁手段によって流
体圧アクチュエータに至る加圧流体供給流路と第1およ
び第2の流体吐出手段の吐出口との接続を電気信号に応
じた開度で選択的に連通および遮断するようにして第1
と第2の流体吐出手段の何れか一方の吐出量または両者
の合算吐出量を選択的に流体圧アクチュエータに供給す
る。また流体吐出手段の吐出圧を電気信号として検出
し、それに基づきパンチングプレスのヒットレートに応
じて流体吐出手段の駆動用電動機の回転数を増減するよ
うに電気的に制御する。
(57) [Summary] [Object] To provide a fluid pressure device capable of achieving high speed by reducing waste of power consumption during a cycle operation of a punching press. A fluid pressure device for a punching press,
A first fluid discharge means which can be controlled at least to high and low pressures, and a second fluid discharge means which is controlled to a discharge pressure substantially equal to the low pressure side pressure during operation; The connection between the pressurized fluid supply flow path and the discharge ports of the first and second fluid discharge means is selectively communicated and cut off at an opening corresponding to an electric signal.
And the discharge amount of either one of the second fluid discharge means or the sum of both discharge amounts is selectively supplied to the fluid pressure actuator. Further, the discharge pressure of the fluid discharge means is detected as an electric signal, and based on the detected signal, the control is electrically performed so as to increase or decrease the rotation speed of the drive motor of the fluid discharge means in accordance with the hit rate of the punching press.
Description
【0001】[0001]
本考案は、パンチングプレスのラムを流体圧アクチュエータにより駆動するた めのパンチングプレス用の流体圧装置に関するものであり、特にラムを一定スト ロークで動作させ、その動作ストロークの一部に高負荷荷重が要求されるような 場合にエネルギー消費を極力少なくするようにしたパンチングプレス用の流体圧 装置に関するものである。 The present invention relates to a hydraulic device for a punching press for driving a ram of the punching press by a hydraulic actuator.In particular, the ram is operated at a constant stroke, and a high load load is applied to a part of the operation stroke. The present invention relates to a fluid pressure device for a punching press in which energy consumption is reduced as much as possible.
【0002】[0002]
プレス加工のひとつであるパンチングプレスでは、プレスのラムをフライホイ ール等の機械駆動系に代って油圧シリンダなどの流体圧アクチェータにより駆動 する方式があり、この方式には、油圧シリンダの速度制御によって各プレスサイ クルにおける無用な衝撃および騒音を防止することができるという利点のあるこ とが知られている。 In punching presses, one of the press workings, there is a method in which the press ram is driven by a hydraulic actuator such as a hydraulic cylinder instead of a mechanical drive system such as a flywheel. It is known that there is an advantage that unnecessary impact and noise in each press cycle can be prevented.
【0003】 このような従来より実用化されている流体圧駆動方式のパンチングプレスにお けるアクチュエータ駆動用の流体圧装置では、例えばポンプ等の流体圧供給源を 加工動作サイクル内の最大負荷に応じた吐出圧力およびアクチュエータの最大速 度に応じた吐出容量で動作させ、複数の制御弁をプレス加工の穴明け動作に連動 した切換弁により切換えながら流体圧供給源からの吐出流体を制御してアクチュ エータを所望の動作パターンに従ってサイクル動作させている。In such a fluid pressure device for driving an actuator in a fluid pressure drive type punching press which has been put into practical use, a fluid pressure supply source such as a pump is changed according to a maximum load in a machining operation cycle. Actuated by controlling the discharge fluid from the fluid pressure supply source while switching multiple control valves by switching valves linked to the press drilling operation. The eta is cycled according to a desired operation pattern.
【0004】[0004]
このようにパンチングプレスでの穴明け加工のように同一パターンのプレス加 工サイクル動作を繰り返す場合、一回のサイクル動作中で負荷荷重が大きくなる 期間はプレスツールがワークに塑性変形を与えてからワークが破断に至るまでの 間である。 In this way, when the press processing cycle operation of the same pattern is repeated like drilling with a punching press, the press tool gives plastic deformation to the work during the period when the applied load increases during one cycle operation. This is until the work breaks.
【0005】 このような流体圧駆動方式のパンチングプレスにおけるアクチュエータの駆動 に用いられている従来の流体圧装置では、サイクル期間中に亙って流体圧供給源 としてのポンプを同じ圧力設定で駆動し続けるので、負荷の大小にかかわらず常 に高圧駆動となり、小負荷時には過大なエネルギー消費となってポンプ駆動電力 に無駄が生じ、作動流体の発熱を冷却するためのクーラー装置も大型となるなど 、種々の欠点が指摘されている。[0005] In a conventional hydraulic device used for driving an actuator in such a hydraulic drive type punching press, a pump as a fluid pressure supply source is driven at the same pressure setting during a cycle period. As it continues, high-pressure driving is always performed regardless of the size of the load, and when the load is small, excessive energy is consumed and the pump drive power is wasted, and the cooler device for cooling the heat generated by the working fluid also becomes large. Various disadvantages have been pointed out.
【0006】 従って、従来のこの種の流体圧装置を用いてパンチングプレスのサイクル動作 を更に高速化しようとすると、流体圧供給源のポンプ容量の大型化に伴なって消 費電力量の無駄は膨大なものとなってしまう。またアクチュエータを駆動しない 時でも回路内のアキュームレータに蓄圧を行って圧力の保持を図る場合には流体 圧供給源に可変容量ポンプが使用されるが、この場合はアクチュエータの休止期 間中に回路圧力を保持するための可変容量ポンプの駆動電力消費が無視できない 量となる。[0006] Accordingly, if the cycle operation of the punching press is to be further accelerated using this type of conventional fluid pressure device, the power consumption is wasted with the increase in the pump capacity of the fluid pressure supply source. It will be huge. In order to maintain the pressure by accumulating pressure in the accumulator in the circuit even when the actuator is not driven, a variable displacement pump is used as the fluid pressure supply source. The driving power consumption of the variable displacement pump for maintaining the pressure is not negligible.
【0007】 本考案はこのような問題点を解決しようとするものであり、消費電力の無駄を 低減することのできるパンチングプレス用の流体圧装置を提供することを主な目 的としている。また、消費電力の無駄を低減すると共にサイクル動作の高速化を 果たすことのできるパンチングプレス用の流体圧装置を提供することも本考案の 別の目的である。[0007] The present invention is intended to solve such a problem, and has as its main object to provide a fluid pressure device for a punching press that can reduce waste of power consumption. It is another object of the present invention to provide a fluid pressure device for a punching press that can reduce waste of power consumption and speed up cycle operation.
【0008】[0008]
本考案の流体圧装置では、流体吐出手段から供給される加圧流体を複数の切換 弁により制御することによってパンチングプレスのラムを流体圧アクチュエータ により駆動するパンチングプレス用の流体圧装置において、比較的高圧側の第1 の圧力と比較的低圧側の第2の圧力との少なくとも二種の圧力に吐出圧が制御可 能な少なくともひとつ以上の第1のタイプの流体吐出手段(1)と、作動中は前 記比較的低圧側の第2の圧力と同等程度の吐出圧に制御される少なくともひとつ 以上の第2のタイプの流体吐出手段(2)と、前記流体圧アクチュエータ(3) に至る加圧流体供給流路(5)と前記第1および第2のタイプの流体吐出手段( 1,2)を含む複数の流体吐出手段の各吐出口との接続を電気信号に応じた開度 で選択的に連通および遮断すると共に、前記各流体吐出手段からの吐出流体を適 宜な組み合わせで合算して前記流体圧アクチュエータ(3)に供給する切換ファ ンクションと前記各流体吐出手段のうちの何れかひとつのみからの吐出流体を前 記加圧流体供給流路(5)に供給する切換ファンクションとを有する制御弁手段 (7)とを備えている。 In the fluid pressure device of the present invention, the pressurized fluid supplied from the fluid discharge means is controlled by a plurality of switching valves, and the ram of the punching press is driven by a fluid pressure actuator. At least one or more first type fluid discharge means (1) whose discharge pressure can be controlled to at least two kinds of pressures, a first pressure on a high pressure side and a second pressure on a relatively low pressure side; The inside is at least one or more of a second type of fluid discharge means (2) controlled to a discharge pressure approximately equal to the second pressure on the relatively low pressure side, and an additional pressure reaching the fluid pressure actuator (3). The connection between the pressurized fluid supply flow path (5) and each of the discharge ports of the plurality of fluid discharge means including the first and second types of fluid discharge means (1, 2) is selected by an opening according to an electric signal. Communication And the switching function to supply the fluid discharged from each of the fluid discharge means in an appropriate combination and supply the resultant to the fluid pressure actuator (3), and only one of the fluid discharge means. Control valve means (7) having a switching function of supplying the discharged fluid to the pressurized fluid supply flow path (5).
【0009】 本考案の好ましい一態様においては、前記の第2タイプの流体吐出手段(2) からの吐出流量を少なくとも大小二流量に制御する流量制御手段(23,24) を更に備えている。In a preferred aspect of the present invention, there is further provided a flow control means (23, 24) for controlling the discharge flow rate from the fluid discharge means (2) of the second type to at least two large and small flow rates.
【0010】 本考案の別の一態様において、前記第1のタイプの流体吐出手段(1)は吐出 圧を段階的に切り換える圧力制御手段(13,14,14a,15,15a)を 備え、更に別の態様では吐出圧を無段階的に切り換える圧力制御手段(13a) を備えている。[0010] In another aspect of the present invention, the first type of fluid discharge means (1) includes pressure control means (13, 14, 14a, 15, 15a) for switching the discharge pressure in stages. In another aspect, a pressure control means (13a) for continuously changing the discharge pressure is provided.
【0011】 本考案の更に別の一態様においては、流体吐出手段から供給される加圧流体を 複数の切換弁により制御することによってパンチングプレスのラムを流体圧アク チュエータにより駆動するパンチングプレス用の流体圧装置において、前記流体 吐出手段の駆動用の電動機と、前記流体吐出手段の吐出圧を検出して電気信号を 出力する圧力センサ手段と、前記電気信号に基づいて、パンチングプレスのヒッ トレートに応じて変化する前記吐出圧が所定の下限圧力以下になったときには、 前記電動機の回転数を増速側に変更し、所定の上限圧力以上になったときには、 前記電動機の回転数を減速側に変更するよう、前記電動機の回転数を制御する電 気的制御手段とを備えている。In still another aspect of the present invention, a ram of a punching press is driven by a hydraulic actuator by controlling a pressurized fluid supplied from a fluid discharging means by a plurality of switching valves. In the fluid pressure device, an electric motor for driving the fluid discharge means, a pressure sensor means for detecting a discharge pressure of the fluid discharge means and outputting an electric signal, and a hitting rate of a punching press based on the electric signal. When the discharge pressure that changes accordingly becomes equal to or lower than a predetermined lower limit pressure, the rotation speed of the electric motor is changed to a speed increase side, and when the discharge pressure changes to a predetermined upper limit pressure or more, the rotation speed of the electric motor is set to a deceleration side. Electrical control means for controlling the number of revolutions of the electric motor so as to be changed.
【0012】[0012]
本考案の流体圧装置においては、前記流体圧アクチュエータの駆動を高圧と低 圧の少なくとも2圧方式で行うものであり、高負荷のときのみ第1のタイプの流 体吐出手段を高圧流体供給源として使用し、低負荷のときは低圧流体供給源とし ての第2の流体吐出手段を使用する。このとき、低圧流体供給源の容量を小さく するために第1のタイプの流体吐出手段を可変吐出圧制御方式とし、低負荷時に は第1のタイプの流体吐出手段を低圧設定に変更してその吐出流量を低圧流体供 給源(第2のタイプの流体吐出手段)の吐出流量と合算してアクチュエータに供 給し、以て無駄なエネルギー消費を削減するものである。これら第1と第2の流 体吐出手段はそれぞれ複数設けても良く、それらの吐出圧と合算流量は負荷の容 量によって適宜組み合わせられる。 In the fluid pressure device of the present invention, the fluid pressure actuator is driven by at least a two-pressure system of a high pressure and a low pressure. When the load is low, the second fluid discharge means is used as a low-pressure fluid supply source. At this time, in order to reduce the capacity of the low-pressure fluid supply source, the first type of fluid discharge means is of a variable discharge pressure control type, and at low load, the first type of fluid discharge means is changed to a low pressure setting. The discharge flow rate is added to the discharge flow rate of the low-pressure fluid supply source (the second type of fluid discharge means) and supplied to the actuator, thereby reducing unnecessary energy consumption. A plurality of these first and second fluid discharge means may be provided, respectively, and their discharge pressure and total flow rate are appropriately combined depending on the load capacity.
【0013】 パンチングプレスによる穴明けプレス加工を行う場合で、そのプレス動作のサ イクルパターンが第1の動作モードとしてラムの中速低負荷下降期間、低速高負 荷下降期間、および中速低負荷上昇期間を順に含む単位周期からなるとき、前後 の中速低負荷下降期間と中速低負荷上昇期間では制御弁手段の切換ファンクショ ンを選んでアクチュエータに第2のタイプの流体吐出手段からの吐出流体のみを 供給する。この場合、第2のタイプの流体吐出手段はその設定圧力と設定流量に 応じて所定の電力を消費しており、アクチュエータはこれら圧力および流量に対 応した力と速度で動作することになる。一方、第1の流体吐出手段は例えば高圧 動作状態で作動させ、その吐出流体を例えばアキュームレータに蓄圧して後利用 することが可能である。In the case of performing a punching press by a punching press, the cycle pattern of the press operation is a first operation mode in which a ram has a medium speed and low load lowering period, a low speed and a high load lowering period, and a medium speed low load. In the case of a unit cycle including a rising period in order, the switching function of the control valve means is selected during the middle and low load falling periods and the middle and low load rising periods before and after, and the actuator is switched from the second type of fluid discharging means to the actuator. Supply only discharge fluid. In this case, the fluid discharge means of the second type consumes predetermined power according to the set pressure and the set flow rate, and the actuator operates at a force and a speed corresponding to the pressure and the flow rate. On the other hand, the first fluid discharge means can be operated, for example, in a high pressure operation state, and the discharged fluid can be stored in, for example, an accumulator for later use.
【0014】 中間の前記低速高負荷下降期間では制御弁手段の切換ファンクションを選んで アクチュエータに第1の流体吐出手段からの吐出流体のみを供給する。これによ りアクチュエータには第1の流体吐出手段から高圧低流量の流体が制御弁手段の 制御開度による流量制御を受けて供給され、対応した強い力と低速度を以ってア クチュエータが動作することになる。この場合の第2のタイプの流体吐出手段か らの吐出流体は前述と同様に例えば別のアキュームレータに蓄圧して後利用する ことができる。In the intermediate low-speed / high-load descent period, only the discharge fluid from the first fluid discharge means is supplied to the actuator by selecting the switching function of the control valve means. Thereby, the high pressure and low flow rate fluid is supplied to the actuator from the first fluid discharge means under the flow control by the control opening of the control valve means, and the actuator is provided with the corresponding strong force and low speed. Will work. In this case, the discharge fluid from the second type of fluid discharge means can be stored in another accumulator and reused, for example, as described above.
【0015】 いずれにせよこの第1の動作モードでのサイクル中の電力消費は第1と第2の タイプの流体吐出手段における合計消費電力に対応し、例えば第1のタイプの流 体吐出手段を高圧設定のままで通し運転した場合の電力より低電力となるから、 その電力低減効果は明らかである。In any case, the power consumption during the cycle in this first mode of operation corresponds to the total power consumption of the first and second types of fluid discharge means, for example, the first type of fluid discharge means. Since the power is lower than that when running through with the high pressure set, the power reduction effect is clear.
【0016】 本考案の流体圧装置では前記動作モードよりも更に高速のサイクル動作を行な わせることも可能である。即ち、第1の流体吐出手段を低圧動作状態にし、その 設定圧を第2の流体吐出手段のそれと同等程度にし、制御弁手段の切換ファンク ションを切り換えて第1と第2の流体吐出手段の吐出流体を合流させ、同じ供給 流路からこの合流した流体をアクチュエータに供給すると、アクチュエータはこ れらの合算流量で高速動作することになる。In the fluid pressure device of the present invention, it is possible to perform a cycle operation even faster than the above operation mode. That is, the first fluid discharging means is set to a low pressure operation state, the set pressure is set to be approximately equal to that of the second fluid discharging means, and the switching function of the control valve means is switched to switch the first and second fluid discharging means. When the ejected fluids are merged and the merged fluid is supplied to the actuator from the same supply channel, the actuator operates at a high speed at the combined flow rate.
【0017】 第1のタイプの流体吐出手段を低圧設定で動作させた場合の電力は高圧設定時 よりかなり低電力であり、またこの場合の第2のタイプの流体吐出手段の電力と の合計電力量も依然として第1のタイプの流体吐出手段の高圧設定動作電力より も低い範囲内に抑制することができる。これは前記第1の動作モードと比較して 電力の余裕があることを意味し、従ってこれを利用して後述の実施例に示したよ うに第2のタイプの流体吐出手段の設定流量を増加させれば、アクチュエータを 更に高速で動作させることも可能であり、これが請求項2に記載の考案における 流量制御手段の機能である。When the first type of fluid discharge means is operated at a low pressure setting, the power is considerably lower than at the high pressure setting, and in this case, the total power with the power of the second type of fluid discharge means The amount can still be suppressed within a range lower than the high pressure set operating power of the first type of fluid discharge means. This means that there is a margin of electric power as compared with the first operation mode. Therefore, this is used to increase the set flow rate of the second type of fluid discharge means as shown in the embodiment described later. If so, the actuator can be operated at a higher speed, which is the function of the flow control means in the invention according to the second aspect.
【0018】 請求項3に記載の考案に係る流体圧装置では、前記第1のタイプの流体吐出手 段の吐出圧を段階的に切り換える圧力制御手段を備えている。この圧力制御手段 は、第1の流体吐出手段として例えば可変容量ポンプを利用した場合、圧力コン ペンセータ制御のパイロット圧力を制御するための異なる設定圧の圧力制御弁と その選択用の電磁弁で構成することができる。従ってこの場合は、第1のタイプ の流体吐出手段の吐出圧は高低二圧または三圧など、複数段に段階的に切り換え 可能である。The fluid pressure device according to the third aspect of the present invention includes pressure control means for switching the discharge pressure of the first type of fluid discharge means in a stepwise manner. When a variable displacement pump is used as the first fluid discharge means, the pressure control means comprises a pressure control valve having a different set pressure for controlling the pilot pressure of the pressure compensator control and a solenoid valve for selecting the same. can do. Therefore, in this case, the discharge pressure of the first type of fluid discharge means can be switched stepwise into a plurality of stages, such as high, low, or three pressures.
【0019】 請求項4に記載の考案に係る流体圧装置では、前記第1のタイプの流体吐出手 段の吐出圧を無段階的に切り換える圧力制御手段を備えている。この圧力制御手 段は、第1の流体吐出手段として例えば可変容量ポンプを利用した場合、圧力コ ンペンセータ制御のパイロット圧力を比例電磁圧力制御弁によって電気信号に応 じて比例制御する方式により実現可能である。従ってこの場合は、第1のタイプ の流体吐出手段の吐出圧は所望の設定圧力に無段階的に制御可能である。The fluid pressure device according to the fourth aspect of the present invention is provided with a pressure control means for continuously changing the discharge pressure of the first type of fluid discharge means. This pressure control means can be realized by a method in which, for example, when a variable displacement pump is used as the first fluid discharging means, the pilot pressure of the pressure compensator control is proportionally controlled in accordance with an electric signal by a proportional electromagnetic pressure control valve. It is. Therefore, in this case, the discharge pressure of the first type of fluid discharge means can be steplessly controlled to a desired set pressure.
【0020】 本考案において、前記第1と第2のタイプの流体吐出手段は誘導電動機で駆動 される可変容量ポンプによって構成することができ、或いはまた定吐出ポンプを トルクサーボ電動機や同期電動機で駆動するようにしたものも使用可能である。 後者の場合、低負荷時の効率が前者に比較して向上するので消費エネルギーを更 に低減することが可能であり、またアクチュエータを駆動しない時には必要な回 路圧力を保持するに足りるポンプ最低使用可能回転数にまで電動機回転数を低下 させるように制御回路を組むことにより無駄なエネルギー消費を一層削減するこ とが可能となる。In the present invention, the first and second types of fluid discharge means can be constituted by a variable displacement pump driven by an induction motor, or a constant discharge pump is driven by a torque servo motor or a synchronous motor. What is done can also be used. In the latter case, the efficiency at low load is improved compared to the former, so the energy consumption can be further reduced, and when the actuator is not driven, the minimum use of the pump is sufficient to maintain the required circuit pressure. By constructing a control circuit so as to reduce the motor speed to the allowable speed, wasteful energy consumption can be further reduced.
【0021】 また、プレス機のようにラムのヒットレートの変更や、アクチュエータの駆動 /停止等によっても負荷圧力が変化するが、この場合の圧力変動が必要かつ充分 な範囲内に納まるように例えば負荷圧力が所望レベルより低下した場合は電動機 回転数を増速するなど、負荷圧力に対応して電動機回転数を制御することにより 流体回路に必要な最低圧力を保持すると共に無駄な圧力上昇を回避してエネルギ ー消費を削減することも可能となる。Also, as in a press machine, the load pressure changes due to a change in the hit rate of the ram or the driving / stopping of the actuator. However, in such a case, for example, the pressure fluctuation is adjusted to fall within a necessary and sufficient range. If the load pressure falls below a desired level, the motor speed is controlled in accordance with the load pressure, such as by increasing the motor speed, so that the minimum pressure required for the fluid circuit is maintained and unnecessary pressure rise is avoided. In this way, energy consumption can be reduced.
【0022】 このため、請求項5に記載の考案に係る流体圧装置では、圧力センサ手段によ って流体吐出手段の吐出圧を検出し、圧力センサ手段からの電気信号に基づいて 電気的制御手段により前記流体吐出手段の駆動用電動機の回転数を制御して、パ ンチングプレスのヒットレートに応じて変化する流体吐出手段の吐出圧が所定の 下限圧力以下になったときには、前記電動機の回転数を増速側に変更し、所定の 上限圧力以上になったときには、前記電動機の回転数を減速側に変更するように する。流体吐出手段が複数存在する場合、例えば個々の流体吐出手段の吐出圧を 夫々別々の圧力センサ手段で検出して何れかの流体吐出手段の吐出圧が設定圧力 範囲から外れようとした際にこれを補償するように電動機の回転数を制御するこ ともでき、或いは装置の作動条件などの仕様によって特定の一つの流体吐出手段 の吐出圧を圧力センサ手段で監視して電動機の回転数の制御を行うようにするこ とも可能である。For this reason, in the fluid pressure device according to the present invention, the discharge pressure of the fluid discharge means is detected by the pressure sensor means, and the electric control is performed based on the electric signal from the pressure sensor means. Means for controlling the rotation speed of the drive motor of the fluid discharge means, and when the discharge pressure of the fluid discharge means, which changes according to the hit rate of the punching press, becomes equal to or lower than a predetermined lower limit pressure, the electric motor is driven. The rotation speed is changed to a speed increase side, and when the pressure becomes equal to or higher than a predetermined upper limit pressure, the rotation speed of the electric motor is changed to a reduction speed side. When there are a plurality of fluid discharge means, for example, when the discharge pressure of each fluid discharge means is detected by a separate pressure sensor means and the discharge pressure of one of the fluid discharge means is out of the set pressure range, The rotation speed of the motor can be controlled so as to compensate for this, or the discharge pressure of one specific fluid discharge means is monitored by pressure sensor means according to the specifications such as the operating conditions of the device to control the rotation speed of the motor. It is also possible to do so.
【0023】 また本考案において前記制御弁手段は例えば油圧パイロット制御方式のサーボ 弁によって構成できるが、そのパイロット流量の内部漏れとしての消費を問題と する場合は、位置サーボ制御方式の電動機(回転形またはリニア形)によって弁 体を移動させるサーボモータ駆動弁で構成することにより内部漏れ流量分のポン プ吐出量が不要となり、更にエネルギー消費を削減することが可能となる。また このようなサーボモータ駆動弁では、油圧パイロット制御方式のサーボ弁に比較 して弁体を高速で駆動することができることから、メイン弁体の制御オリフィス のオーバーラップ量を比較的大きく設計することができ、これによって制御弁手 段における内部漏洩の削減も果たすことができる。In the present invention, the control valve means can be constituted by, for example, a servo valve of a hydraulic pilot control system. However, when the consumption of the pilot flow as internal leakage is a problem, an electric motor (rotary type) of a position servo control system is required. By using a servo-motor-driven valve that moves the valve body using a linear type, the pump discharge amount corresponding to the internal leakage flow rate becomes unnecessary, and it is possible to further reduce energy consumption. Also, since such a servo motor driven valve can drive the valve at a higher speed than a servo valve of the hydraulic pilot control type, it is necessary to design a relatively large overlap of the control orifice of the main valve. This can also reduce internal leakage in the control valve means.
【0024】 更にまた本考案において、前記第1のタイプの流体吐出手段の吐出圧力の切り 換えおよび前記制御弁手段を始めとする各制御弁の切り換えのタイミングをパン チングプレスの動作に応じて制御するために、アクチュエータによるラムの位置 や負荷圧力を検出する適当なセンサーを本考案の流体圧装置に組み合わせ、これ らセンサーによる検出信号によって前記切換タイミングを適切に自動制御するこ とも可能である。Further, in the present invention, the switching timing of the discharge pressure of the first type of fluid discharge means and the switching timing of each control valve including the control valve means are controlled in accordance with the operation of a punching press. In order to achieve this, it is also possible to combine an appropriate sensor for detecting the position of the ram and the load pressure by the actuator with the fluid pressure device of the present invention, and to appropriately automatically control the switching timing by a detection signal from these sensors.
【0025】 以下、本考案に係るパンチングプレス用の油圧装置を実施例と共に説明する。Hereinafter, a hydraulic device for a punching press according to the present invention will be described with an embodiment.
【0026】[0026]
図1は本考案の一実施例に係る流体圧装置を含むパンチングプレス装置のアク チュエータ駆動系の構成を示す油圧回路図であり、流体吐出手段として第1のタ イプの流体吐出手段を構成する可変容量ポンプ1と、第2のタイプの流体吐出手 段を構成する可変容量ポンプ2とを備えている。 FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of an actuator drive system of a punching press device including a fluid pressure device according to an embodiment of the present invention, and constitutes a first type of fluid discharge device as a fluid discharge device. The apparatus includes a variable displacement pump 1 and a variable displacement pump 2 constituting a second type of fluid discharge means.
【0027】 パンチングプレスのラムを駆動するアクチュエータとしての油圧シリンダ3は これら可変容量ポンプ1,2から圧油供給流路5を介して供給される圧油によっ て動作し、圧油供給流路5にはシリンダ3の上昇下降を制御する電気・油圧サー ボ弁4が挿入されている。このサーボ弁4は圧油供給流路5と戻り流路6とを油 圧シリンダ3のヘッド側とロッド側の各シリンダ室に切換接続し、その接続開度 を電気信号入力に応じて可変制御可能である。A hydraulic cylinder 3 as an actuator for driving the ram of the punching press is operated by pressure oil supplied from these variable displacement pumps 1 and 2 via a pressure oil supply channel 5, 5 is provided with an electric / hydraulic servo valve 4 for controlling the elevation of the cylinder 3. The servo valve 4 switches and connects the hydraulic oil supply flow path 5 and the return flow path 6 to each of the cylinder chambers on the head side and the rod side of the hydraulic cylinder 3, and variably controls the connection opening in accordance with an electric signal input. It is possible.
【0028】 第1の可変容量ポンプ1の吐出口と供給流路5との間には制御弁手段としての 別の電気・油圧サーボ弁7が接続されている。更に戻り流路6はタンクラインへ 落とされており、その途中にはオイルハンマー吸収用のボリューム装置31が接 続されている。Another electric / hydraulic servo valve 7 as control valve means is connected between the discharge port of the first variable displacement pump 1 and the supply flow path 5. Further, the return flow path 6 is dropped to a tank line, and a volume device 31 for absorbing an oil hammer is connected on the way.
【0029】 第1の可変容量ポンプ1のポンプ主体10と第2の可変容量ポンプ2のポンプ 主体20とは同じ電動機9によって共通に駆動されるようにそれらの回転軸が連 結されている。この電動機9はコンピュータ40から制御指令信号を受け取るモ ータ駆動制御装置42によって回転数を制御され、コンピュータ40は両ポンプ の吐出ラインから各圧力センサp1およびp2で検出した両ポンプの吐出圧に基 づいてこれら各ポンプの吐出圧が予め設定された最低−最高圧力範囲内に納まる ように前記回転数制御のための制御指令を駆動制御装置42に与える。The pump main body 10 of the first variable displacement pump 1 and the pump main body 20 of the second variable displacement pump 2 have their rotating shafts connected so as to be commonly driven by the same electric motor 9. The number of rotations of the electric motor 9 is controlled by a motor drive control device 42 which receives a control command signal from a computer 40, and the computer 40 adjusts the discharge pressures of both pumps detected by the pressure sensors p1 and p2 from the discharge lines of both pumps. Based on this, a control command for controlling the rotation speed is given to the drive control unit 42 so that the discharge pressure of each of these pumps falls within a preset minimum-maximum pressure range.
【0030】 第1の可変容量ポンプ1において、その吐出量可変要素11を自己圧制御する コンペンセータ弁12はバネ室側圧力を高圧設定用のリリーフ弁13または低圧 設定用のリリーフ弁14のいずれかで制御されるようになっており、この例では 電磁弁15が低圧設定用リリーフ弁14とタンクとの間に介装されていることに より、電磁弁15を図示の切換状態にしたときには低圧設定、図示の状態から切 り変えた状態にしたときには高圧設定となるようになっている。この高低二圧の 設定は、例えば本実施例では高圧設定リリーフ13がPH 、低圧設定リリーフ がPL (<PH )であり、またこの第1の可変容量ポンプ1の設定吐出流量は QA である。In the first variable displacement pump 1, the compensator valve 12 that controls the discharge amount variable element 11 under its own pressure is either a relief valve 13 for setting the spring chamber side pressure to a high pressure or a relief valve 14 for setting a low pressure. In this example, the solenoid valve 15 is interposed between the low-pressure setting relief valve 14 and the tank. When the state is switched from the setting and illustrated state, the high pressure setting is set. Setting the high and low two pressure, for example in this embodiment a high-pressure setting relief 13 P H, the low-pressure setting relief P L (<P H), and this first set discharge flow rate of the variable displacement pump 1 is Q A.
【0031】 この第1の可変容量ポンプの圧力制御自体は良く知られた電磁弁による高低二 圧切り換え方式の自己圧による圧力補償制御である。例えば電磁弁15が図示の 状態においては、コンペンセータ弁12の設定圧は低圧設定用リリーフ弁14に 設定した圧力PL となっており、ポンプ主体10の吐出圧がPL に達するまで はコンペンセータ弁12がポンプ主体10の吐出量可変要素11の圧力室をタン クラインへ連通させているので、可変要素11は設定吐出量を与える位置まで変 位されてポンプ主体10が設定吐出量QA で吐出を行い、これにより負荷ライ ンの圧力を上昇させるように動作する。The pressure control of the first variable displacement pump itself is pressure compensation control by self-pressure of a well-known high / low pressure switching system using a solenoid valve. For example, in state of the solenoid valve 15 is shown, the set pressure of the compensator valve 12 is a pressure P L is set to a low pressure setting relief valve 14, to the discharge pressure of the pump main body 10 reaches the P L is the compensator valve since 12 is communicated to the pressure chamber of the variable discharge element 11 of the pump main body 10 to Tan Klein, variable element 11 discharge in displacement of by the pump main body 10 is set discharge amount Q a to the position which gives the set ejection amount And thereby act to increase the load line pressure.
【0032】 ポンプ主体10の吐出圧がPL に達するとリリーフ弁14が開かれ、吐出圧 油が絞り16を通過してリリーフ弁14から電磁弁15を介してタンクへ流れ、 この流れの発生による絞り16前後の差圧によりコンペンセータ弁12が図中の 左側のファンクションに切り換わり、ポンプ主体10の吐出圧がコンペンセータ 弁12を介して可変要素11の圧力室に導入される。これによって可変要素11 は吐出量が内部漏れ等の必要最小限となるようにカットオフ位置へ付勢されてポ ンプ吐出量がほぼ零まで低下し、負荷ラインの圧力が設定圧PL 以上となるこ とをとどめるように動作する。The discharge pressure of the pump main body 10 is opened relief valve 14 reaches the P L, passes through the discharge pressure oil throttle 16 flows into the tank through the solenoid valve 15 from the relief valve 14, the flow generator The compensator valve 12 switches to the function on the left side in the figure due to the differential pressure across the throttle 16 caused by the pressure, and the discharge pressure of the pump main body 10 is introduced into the pressure chamber of the variable element 11 via the compensator valve 12. And whereby the variable element 11 must be biased to cut-off position so as to minimize pump discharge amount of such discharge amount internal leakage is reduced to approximately zero, the pressure in the load line is set pressure P L or more It works to keep things from happening.
【0033】 上記の低圧設定状態において、もうひとつの高圧設定用リリーフ弁13は吐出 圧がその設定圧PH に達することがないから閉じたままであるが、電磁弁15 を図示の状態から切り換えると低圧設定用リリーフ弁14がタンクラインから遮 断されるので、このときは高圧設定用リリーフ弁13がコンペンセータ弁12の 設定圧を支配することになる。従って上述の動作は高圧設定用リリーフ弁13に 設定された圧力PH をカットオフ圧力として同様に行われ、可変要素11は負 荷ラインの圧力が設定圧PH に達するまではポンプ主体10を設定吐出量QA で動作させると共に、吐出圧が設定圧PH に達すると吐出量をほぼ零にして負 荷ラインの圧力が設定圧PH 以上となることをとどめるように動作する。[0033] In a low-pressure setting state of the above, another high pressure setting relief valve 13 remains closed because never discharge pressure reaches the set pressure P H, when switching the solenoid valve 15 from the state shown in the figure Since the low pressure setting relief valve 14 is shut off from the tank line, the high pressure setting relief valve 13 controls the set pressure of the compensator valve 12 at this time. Thus the above-described operation is performed in the same manner the pressure P H which is set to a high-pressure setting relief valve 13 as the cutoff pressure, the variables 11 pump main 10 until the pressure in the load line reaches the set pressure P H together operate at set discharge amount Q a, it operates such that the pressure in the substantially zero discharge amount and the discharge pressure reaches the set pressure P H load line kept to be the set pressure P H or more.
【0034】 第2の可変容量ポンプ2は、この実施例では良く知られた電磁弁による二圧二 容量制御方式を変形した二容量制御方式のものである。すなわち、一般的な二圧 二容量制御方式における低圧設定用リリーフ弁26と高圧設定用リリーフ弁25 とをほぼ同圧の設定圧力PL に設定してコンペンセータ弁22を制御するよう にし、電磁弁23によって開度が切換えられる絞り弁24を吐出ラインに挿入し てある。The second variable displacement pump 2 is of a two-displacement control type which is a modification of the well-known two-pressure two-displacement control method using an electromagnetic valve in this embodiment. In other words, so as to control the compensator valve 22 to set the low-pressure setting relief valve 26 and the high-pressure setting relief valve 25 to set the pressure P L substantially the same pressure in a general two-pressure dual capacity control method, an electromagnetic valve A throttle valve 24 whose opening degree is switched by 23 is inserted in the discharge line.
【0035】 吐出量可変要素21を自己圧で制御するコンペンセータ弁22は、そのバネ室 側に絞り弁24の出口圧力を受け、バネ室に対向する側に絞り弁24の入口圧力 を受けることにより、絞り弁24の前後の差圧の作用を受けている。リリーフ弁 26と25は絞り弁24の出口圧力をうけ、電磁弁23はリリーフ弁26の出口 を電気信号により選択的にタンクラインに連通させるか又は絞り弁24のバネに 対向する側に作用させる。The compensator valve 22 that controls the discharge amount variable element 21 by its own pressure receives the outlet pressure of the throttle valve 24 on its spring chamber side and receives the inlet pressure of the throttle valve 24 on the side facing the spring chamber. , Under the action of the differential pressure across the throttle valve 24. The relief valves 26 and 25 receive the outlet pressure of the throttle valve 24, and the solenoid valve 23 selectively connects the outlet of the relief valve 26 to the tank line by an electric signal or acts on the side of the throttle valve 24 facing the spring. .
【0036】 図示の状態において、電磁弁23はリリーフ弁26の出口をタンクラインへ落 としており、この状態では絞り弁24はそのバネ力によって全開開度で開いてお り、電気信号によって電磁弁23を切り換えると絞り弁24が或る絞り開度に切 り換わる。これによって第2の可変容量ポンプ2からの吐出流量はQB とQC とに切換可能である(但し、QA <QB <QC )。In the state shown in the figure, the solenoid valve 23 drops the outlet of the relief valve 26 to the tank line. In this state, the throttle valve 24 is opened at the full opening by its spring force, and the solenoid valve is opened by the electric signal. When the switch 23 is switched, the throttle valve 24 switches to a certain throttle opening. This discharge flow rate from the second variable displacement pump 2 can be switched to the Q B and Q C (however, Q A <Q B <Q C).
【0037】 電磁弁23が図示の状態にある場合、絞り弁24の出口圧力がリリーフ弁25 および26に設定された圧力PL に達するまではコンペンセータ弁22がポン プ主体20の吐出量可変要素21の圧力室をタンクラインへ連通させているので 、可変要素21はその設定吐出量位置まで変位され、従ってポンプ主体20から は吐出流量QC +α(αは内部漏れ量を補うに必要な量)で圧油が吐出される 。この圧油は全開状態の絞り弁24を通過して設定流量QC で負荷側へ送られ る。[0037] When the solenoid valve 23 is in the illustrated state, the discharge amount variable element of the throttle valve compensator valve 22 to the outlet pressure of 24 reaches the pressure P L which is set in the relief valve 25 and 26 pump mainly 20 since the pressure chamber 21 is communicated to the tank line, the amount required to variables 21 is displaced to the set ejection amount position, thus the discharge flow rate Q C + α (α is from the pump main 20 compensate for internal leakage amount ) Pressure oil is discharged. The pressure oil passes through the throttle valve 24 fully opened state set flow rate Q C Ru sent to the load side.
【0038】 絞り弁24の出口圧力が設定圧PL 達すると、リリーフ弁25,26がタン クラインへ通じてコンペンセータ弁22のバネ室側の圧力を低下させ、これによ り他側にポンプ主体20の吐出圧の作用を受けているコンペンセータ弁22が図 示の状態から切り換わって可変要素21の圧力室へ吐出圧を導き、その結果、ポ ンプ主体20がカットオフ状態となって吐出量をほぼ零にする。これは通常の負 荷圧検知方式による可変ポンプの圧力制御と変らない。[0038] When the outlet pressure of the throttle valve 24 reaches the set pressure P L, through the relief valve 25, 26 to Tan Klein reducing the pressure of the spring chamber side of the compensator valve 22, the pump main body on the other side This ensures The compensator valve 22 receiving the action of the discharge pressure 20 switches from the state shown in the figure to guide the discharge pressure to the pressure chamber of the variable element 21. As a result, the pump main body 20 is in a cutoff state and the discharge amount is changed. To almost zero. This is no different from the pressure control of a variable pump using the normal load pressure detection method.
【0039】 電磁弁23を図示の状態から切り換えた場合、リリーフ弁26はその出口がタ ンクラインから遮断されるのでポンプ主体20の圧力制御には寄与しなくなり、 ポンプ主体20の圧力制御は別のリリーフ弁25によって前述の通りに設定圧力 PL で果たされる。この場合のリリーフ弁26は、絞り弁24の出口圧力が設 定圧PL に達するまでの間に吐出圧が絞り弁24に作用するのを阻止し、出口 圧力が設定圧PL に達した時に絞り弁24に吐出圧を作用させてその開度を全 開開度から前記絞り開度に切り換える。When the solenoid valve 23 is switched from the state shown in the figure, the outlet of the relief valve 26 is cut off from the tank line, so that the relief valve 26 does not contribute to the pressure control of the pump main body 20. played by the set pressure P L as previously described by the relief valve 25. Relief valve 26 in this case, when the outlet pressure of the throttle valve 24 is prevented from acting on the discharge pressure throttle valve 24 until it reaches the set pressure P L, the outlet pressure reaches the set pressure P L The discharge pressure is applied to the throttle valve 24 to switch the opening from the full opening to the throttle opening.
【0040】 これにより第2の可変容量形ポンプ2から負荷へ供給される流量はQB に制 御される(QB <QC )。ポンプ主体20では吐出量がQB に絞られること により設定吐出量QC との差に応じた吐出圧の上昇が起きようとするが、これ は絞り弁24の前後の差圧としてコンペンセータ弁22に作用するので、対応し た圧力が可変要素21の圧力室に生じ、その分だけ可変要素21が吐出量を低下 させる方向に変位されてポンプ主体20からの吐出量が対応して減少し、流量Q B +αに平衡する。Thus, the flow rate supplied from the second variable displacement pump 2 to the load is QB (QB <QC ). In the pump main body 20, the discharge amount is QB Setting discharge amount QC The rise of the discharge pressure according to the difference between the pressure and the pressure increases, but this acts on the compensator valve 22 as a pressure difference before and after the throttle valve 24, so that a corresponding pressure is generated in the pressure chamber of the variable element 21, The variable element 21 is displaced in the direction to decrease the discharge amount by that amount, and the discharge amount from the pump body 20 correspondingly decreases, and the flow rate Q B Equilibrate to + α.
【0041】 制御弁手段としての電気・油圧サーボ弁7は切換ファンクションa,b,cを もち、ファンクションa,b,cにおいては入力電気信号に応じた開度をとるこ とができる。切換ファンクションaでは両方の可変容量ポンプ1および2の吐出 圧油を合算して圧油供給流路5に供給可能とし、切換ファンクションb(中立ポ ジション)では第2の可変容量ポンプ2からの吐出圧油のみを圧油供給流路5に 供給可能とし、切換ファンクションcでは第1の可変容量ポンプ1からの吐出圧 油のみを圧油供給流路5に供給可能とする。The electric / hydraulic servo valve 7 as control valve means has switching functions a, b, and c. In the functions a, b, and c, the opening degree can be set according to the input electric signal. In the switching function a, the discharge pressure oils of both the variable displacement pumps 1 and 2 are summed and can be supplied to the pressure oil supply flow path 5, and in the switching function b (neutral position), the discharge from the second variable displacement pump 2 is performed. Only the pressure oil can be supplied to the pressure oil supply flow path 5, and only the discharge pressure oil from the first variable displacement pump 1 can be supplied to the pressure oil supply flow path 5 in the switching function c.
【0042】 尚、この実施例においては、二つのサーボ弁4と7のパイロットラインにはア キュームレータ34が設けられると共に、第2の可変容量ポンプ2からの吐出圧 油の一部がパイロット圧油として導入されるようになっているが、これは第1の 可変容量ポンプ1の吐出圧油からパイロット圧油を導入するようにしてもよく、 但しこの場合に第1の可変容量ポンプ1の吐出力が動作シーケンス上の理由で例 えば2:1のように大きく変動するときには、パイロット圧力の安定化を図るた めに電磁弁15の切り換えと同期して調整圧力を切り換える圧力調整油圧回路を パイロット系統に付加することが好ましい。In this embodiment, an accumulator 34 is provided in the pilot line of the two servo valves 4 and 7, and a part of the discharge pressure oil from the second variable displacement pump 2 Although it is introduced as oil, the pilot pressure oil may be introduced from the discharge pressure oil of the first variable displacement pump 1. When the discharge force fluctuates greatly, for example, 2: 1 due to the operation sequence, a pressure adjustment hydraulic circuit that switches the adjustment pressure in synchronization with the switching of the solenoid valve 15 is used to stabilize the pilot pressure. It is preferable to add to the pilot system.
【0043】 尚、図1において35は第1の可変容量ポンプ1の吐出圧を蓄圧するアキュー ムレータ、36は第2の可変容量ポンプ2の吐出圧を蓄圧するアキュームレータ であり、37はアキュームレータ35に蓄圧を選択的に行わせるための電磁弁で ある。また38は両アキュームレータ35および36を含む両吐出ラインの圧力 をタンクへ抜くときに図示の状態に開かれる電磁弁である。In FIG. 1, 35 is an accumulator for accumulating the discharge pressure of the first variable displacement pump 1, 36 is an accumulator for accumulating the discharge pressure of the second variable displacement pump 2, and 37 is an accumulator 35. This is a solenoid valve for selectively accumulating pressure. Numeral 38 denotes an electromagnetic valve which is opened in the state shown in the drawing when the pressure of both discharge lines including both accumulators 35 and 36 is released to the tank.
【0044】 前述のコンピュータ40は圧力センサp1とp2の検出信号に基づいて駆動制 御装置42を介して電動機9の回転数を設定範囲内に制御する他に、別の圧力セ ンサp3で検出した油圧シリンダ3のヘッド側の圧力(またはそのラムの位置で も良い)の変化に基づいて前記各サーボ弁4,7と各電磁弁15,23,37, 38の切り換え動作を予め与えられたシーケンスに従って制御することにも利用 されている。尚、この動作シーケンスの制御は圧力センサp3による圧力検出や ラム位置の検出による方式に限られるものではなく、例えばプレス機などではワ ークの試行プレスを行って動作切り換えのタイミングをコンピュータ40に教示 し、圧力センサp3の検出圧力の変化を待たずに教示タイミングで各弁および電 動機の動作切り換えを行うような、所謂ティーチング方式を採用しても良い。The computer 40 controls the number of revolutions of the electric motor 9 within a set range via the drive control device 42 based on the detection signals of the pressure sensors p 1 and p 2, and also detects the rotation speed of the motor 9 with another pressure sensor p 3. The switching operation between the servo valves 4 and 7 and the solenoid valves 15, 23, 37 and 38 is given in advance based on the change in the pressure on the head side of the hydraulic cylinder 3 (or the position of the ram). It is also used to control according to a sequence. The control of the operation sequence is not limited to the method of detecting the pressure by the pressure sensor p3 and the detection of the ram position. For example, a press machine or the like performs a trial press of the work and notifies the computer 40 of the operation switching timing. A so-called teaching method may be adopted in which teaching is performed and the operation of each valve and motor is switched at the teaching timing without waiting for a change in the detection pressure of the pressure sensor p3.
【0045】 図1の油圧回路構成を備えた本実施例に係る流体圧装置、即ちパンチングプレ ス用アクチュエータ駆動油圧装置の動作を図2の第1動作モードおよび図3の第 2動作モードの例と共に以下に説明する。The operation of the fluid pressure device having the hydraulic circuit configuration of FIG. 1 according to the present embodiment, that is, the hydraulic device for driving an actuator for punching press is described in the first operation mode of FIG. 2 and the second operation mode of FIG. This will be described below.
【0046】 まず図2に示す第1動作モードにおいて、全ての動作シーケンスは、例えば圧 力センサp1〜p3による検知圧力や図示しないワーク位置検知スイッチ等に基 づいてコンピュータ40によって制御される。油圧シリンダ3によるラムの経時 的な動きは、スタート時点t0からt1までが中速低負荷下降期間、t1からt 2までが低衝撃・低騒音でワークに変形および破断を与えるための低速高負荷下 降期間、t2からt3までがワークを打抜き終った後の貫通に相当する中速低負 荷下降期間、t3で反転してt4までが復帰のための中速低負荷上昇期間、その 後t5までを軸移動期間であり、これはワークが比較的厚いか加工面積が大きい 場合である。この場合、t0からt5までの全期間に亙って両方のポンプ1およ び2を動作させるが、ポンプ1は電磁弁15を図示の状態から切り換えて高圧設 定PH とし、またポンプ2は電磁弁23を図示の状態から切り換えて低流量設 定QB としておく。First, in the first operation mode shown in FIG. 2, the entire operation sequence is controlled by the computer 40 based on, for example, the detection pressures of the pressure sensors p1 to p3 and a work position detection switch (not shown). The time-dependent movement of the ram by the hydraulic cylinder 3 is as follows: the start time t0 to t1 is a medium speed low load descent period, and the t1 to t2 is a low speed high load for giving deformation and breakage to the work with low impact and low noise. During the descending and descending period, the period from t2 to t3 is the middle speed low load descending period corresponding to the penetration after the punching of the workpiece is completed, the period is reversed at t3 and the middle speed low load increasing period is to return to t4, and thereafter t5. Up to the axis movement period, when the workpiece is relatively thick or the machining area is large. In this case, operate both pumps 1 and 2 over the entire period from t0 to t5, the pump 1 has a high pressure set constant P H is switched from the state shown the solenoid valve 15, also the pump 2 keep a low flow rate setting Q B by switching the solenoid valve 23 from the illustrated state.
【0047】 一方、シリンダ3への供給圧油については、t0時点で昇降制御用のサーボ弁 4をファンクションaとすると共に、t0からt1までの期間に渡ってサーボ弁 7を中立ファンクションbにし、ポンプ2からの吐出圧油(PL ,QB )をシ リンダ3のヘッド側へ供給する。次いでt1時点でサーボ弁7をファンクション cとし、t2時点までの間に渡って高圧設定状態となっているポンプ1からの圧 油(PH ,QA )をシリンダ3のヘッド側へ供給する。その後t2時点からt 3までの期間は再びサーボ弁7を中立ファンクションbに戻してポンプ2の吐出 圧油(PL ,QB )をシリンダ3のヘッド側へ供給する。On the other hand, with respect to the pressure oil supplied to the cylinder 3, at time t0, the servo valve 4 for raising and lowering control is set to the function a, and the servo valve 7 is set to the neutral function b over the period from t0 to t1. Discharge pressure oil (P L , Q B ) from the pump 2 is supplied to the head side of the cylinder 3. Next, at time t1, the servo valve 7 is set to function c, and pressurized oil (P H , Q A ) from the pump 1 which is in the high pressure setting state until time t2 is supplied to the head side of the cylinder 3. Period from subsequent time t2 to t 3 is supplied again discharged pressurized fluid (P L, Q B) of the pump 2 is returned to the servo valve 7 to the neutral function b of the head side of the cylinder 3.
【0048】 t3時点で昇降制御用のサーボ弁4をファンクションcに切り換え、t3から t4までの期間は直前の期間と同様にサーボ弁7を中立ファンクションbに維持 してポンプ2からの圧油(PL ,QB )をシリンダ3のロッド側に供給する。 このときシリンダ3のロッド側はヘッド側に比べてピストンロッドの断面積だけ 受圧面積が小さいため、同じポンプ2からの圧油流入でシリンダが動作するt0 〜t1の中速低負荷下降期間に比べて早い速度でラムが上昇することになる。At time t 3, the servo valve 4 for elevation control is switched to the function c, and during the period from t 3 to t 4, the servo valve 7 is maintained at the neutral function b as in the immediately preceding period, and the pressure oil from the pump 2 ( P L , Q B ) is supplied to the rod side of the cylinder 3. At this time, since the pressure receiving area of the rod side of the cylinder 3 is smaller by the cross-sectional area of the piston rod than that of the head side, compared to the medium speed low load lowering period of t0 to t1 when the cylinder operates by the pressurized oil inflow from the same pump 2 The ram will rise at a faster speed.
【0049】 t4からt5の期間は昇降制御用のサーボ弁4を中立ファンクションbに戻し てシリンダ3を圧油供給源から遮断し、シリンダ3を別の移動系によって横軸移 動させる。During the period from t4 to t5, the elevation control servo valve 4 is returned to the neutral function b, the cylinder 3 is shut off from the pressure oil supply source, and the cylinder 3 is moved on the horizontal axis by another moving system.
【0050】 ここで、t0〜t1の期間とt2〜t5の期間中ではポンプ1からの圧油はア キュームレータ35に蓄圧され、またt1〜t2の期間およびt4〜t5の期間 中ではポンプ2からの圧油がアキュームレータ36に蓄圧されるが、これら蓄圧 された圧油はその後のサイクル動作の所要時に利用される。Here, the pressurized oil from the pump 1 is accumulated in the accumulator 35 during the period of t0 to t1 and the period of t2 to t5, and the pressure of the pump 2 is increased during the period of t1 to t2 and the period of t4 to t5. Is accumulated in the accumulator 36, and the accumulated pressure oil is used when a subsequent cycle operation is required.
【0051】 尚、上述の第1動作モードにおいてはt3〜t4の中速低負荷上昇期間でポン プ2からの圧油だけをシリンダに供給しているが、これを更に高速に上昇させる 必要がある時は、t3時点で電磁弁15を図1に示す通りの切換ポジションにし てポンプ1を低圧設定にすると共に昇降制御用のサーボ弁4をファンクションc に切り換え、t3からt4までの期間に亙ってサーボ弁7をファンクションaに 維持して、ポンプ1からの圧油とポンプ2からの圧油とを合算してシリンダ3の ロッド側へ供給すれば良い。またこの場合、電磁弁23を図1に示す通りの切換 ポジションに同期して切り換えてポンプ2を大流量設定にすれば更に高速の駆動 が行える。勿論このような合算流量によるシリンダ3の高速駆動はt0〜t1の 低負荷下降期間についても同様に行うことができる。In the above-described first operation mode, only the pressure oil from the pump 2 is supplied to the cylinder during the middle-speed low-load rise period from t3 to t4, but it is necessary to further increase this speed. At a certain time, at time t3, the solenoid valve 15 is set to the switching position as shown in FIG. 1, the pump 1 is set to the low pressure, and the servo valve 4 for raising and lowering control is switched to the function c, during the period from t3 to t4. Thus, the servo valve 7 may be maintained at the function a, and the pressure oil from the pump 1 and the pressure oil from the pump 2 may be summed and supplied to the rod side of the cylinder 3. Further, in this case, if the solenoid valve 23 is switched in synchronization with the switching position as shown in FIG. Of course, such high-speed driving of the cylinder 3 by the combined flow rate can be similarly performed during the low load falling period from t0 to t1.
【0052】 ポンプ1と2の吐出圧は圧力センサp1,p2により監視されており、コンピ ュータ40はこれらポンプの吐出圧が予め記憶させた上限圧力と下限圧力の間に 納まっている限り、駆動制御装置42に対して電動機9を設定回転数で回転させ るように制御指令を与えている。プレスのヒットレートが高くなるとそれに応じ て油圧シリンダ3が多くの流量を必要とするのでポンプ1および/または2の吐 出圧が低下するが、この場合、コンペンセータ弁12,22による前述の圧力補 償動作では補えない場合がある。このため、コンピュータ40は圧力センサp1 とp2による検知圧力を監視してこれらの吐出圧が前記下限圧力以下になろうと したときに前記制御指令を増速側に変更し、これによって電動機9自体の回転数 を速めてポンプ1,2の吐出量を増加させ、各ポンプの吐出圧を回復させる。The discharge pressures of the pumps 1 and 2 are monitored by the pressure sensors p1 and p2, and the computer 40 operates as long as the discharge pressures of these pumps fall between the upper limit pressure and the lower limit pressure stored in advance. A control command is given to the control device 42 to rotate the electric motor 9 at the set number of revolutions. As the hit rate of the press increases, the discharge pressure of the pumps 1 and / or 2 decreases because the hydraulic cylinder 3 requires a correspondingly large flow rate. In this case, the above-described pressure compensation by the compensator valves 12 and 22 is performed. There is a case where the compensation operation cannot compensate. For this reason, the computer 40 monitors the pressures detected by the pressure sensors p1 and p2 and changes the control command to the speed increasing side when these discharge pressures are going to be lower than the lower limit pressure. The rotation speed is increased to increase the discharge amount of the pumps 1 and 2, and the discharge pressure of each pump is restored.
【0053】 またヒットレートが低くなって軸移動期間が長くなる場合や加工一時停止中等 においては逆にポンプ1および/または2の吐出圧が高くなってくるが、この場 合も同様に、吐出圧が前記上限圧力以上になろうとするとコンピュータ40が前 記制御指令を減速側に変更し、これによって電動機9自体の回転数を低下させて ポンプ1,2の吐出量を減少させる。ここで、前記下限圧力は対象機械における 加工に必要な力を生じるに足りるだけの保持圧力に対応して設定され、また前記 上限圧力は機械により定まる許容圧力に対応して設定される。On the other hand, when the hit rate becomes low and the axis movement period becomes long, or when the machining is temporarily stopped, the discharge pressure of the pumps 1 and / or 2 becomes high conversely. When the pressure becomes higher than the upper limit pressure, the computer 40 changes the above-mentioned control command to the deceleration side, whereby the rotation speed of the electric motor 9 itself is reduced and the discharge amounts of the pumps 1 and 2 are reduced. Here, the lower limit pressure is set corresponding to a holding pressure sufficient to generate a force required for processing in the target machine, and the upper limit pressure is set corresponding to an allowable pressure determined by the machine.
【0054】 次に図3に示す第2動作モードは比較的軽負荷の場合に好適な高速サイクル動 作の例であり、このときはポンプ1は低圧設定PL 、ポンプ2は大流量設定Q C で動作される。即ち電磁弁15と電磁弁23は図示の状態のままとされる。 全ての動作シーケンスは、前述の例と同様に例えば圧力センサp1〜p3による 検知圧力や図示しないワーク位置検知スイッチ等に基づいてコンピュータ40に よって制御される。Next, the second operation mode shown in FIG. 3 is an example of a high-speed cycle operation suitable for a relatively light load.L , Pump 2 has large flow rate setting Q C It is operated with. That is, the solenoid valve 15 and the solenoid valve 23 are kept in the illustrated state. All the operation sequences are controlled by the computer 40 based on, for example, detection pressures of the pressure sensors p1 to p3 and a work position detection switch (not shown) as in the above-described example.
【0055】 シリンダ3への圧油供給は、全期間を通じてサーボ弁7をファンクションaで 制御することによりポンプ1からの圧油とポンプ2からの圧油とを合算して供給 流路5に導入し、これら両ポンプの合算流量(QD =QA +QC )でシリン ダ3が駆動されるようにする。図3におけるt0〜t1の期間は下降期間であり 、これは昇降制御用のサーボ弁4をファンクションaにすることで達成される。 またt1〜t2までの期間は上昇期間であり、これは昇降制御用のサーボ弁4を ファンクションcにすることで達成される。t2〜t3の期間はサーボ弁4を中 立ファンクションbとするシリンダ3の横軸移動期間である。The supply of pressurized oil to the cylinder 3 is performed by controlling the servo valve 7 with the function a throughout the entire period, so that the pressurized oil from the pump 1 and the pressurized oil from the pump 2 are added together and introduced into the supply passage 5. and, summing the flow rate of both pumps (Q D = Q a + Q C) in Cylinders 3 to be driven. The period of t0 to t1 in FIG. 3 is a falling period, which is achieved by setting the servo valve 4 for elevation control to function a. The period from t1 to t2 is an ascending period, which is achieved by setting the servo valve 4 for elevation control to function c. The period from t2 to t3 is a horizontal axis movement period of the cylinder 3 in which the servo valve 4 has the neutral function b.
【0056】 尚、ここに例を挙げた第1および第2動作モードは説明のための代表的な例を 意味するものであり、本考案ではこの他にも種々の動作モードを各電磁弁および サーボ弁等の電気的シーケンスによって実現可能である。It should be noted that the first and second operation modes given here are representative examples for explanation, and in the present invention, various other operation modes are also set to each solenoid valve and This can be realized by an electric sequence of a servo valve or the like.
【0057】 また上述の各実施例において、軸移動期間中は各ポンプが回路に必要最低限の 吐出量で作動していれば良く、従って圧力センサp1,p2の検知結果を利用し てコンピュータ40で電動機9の回転数を低下させる代わりに、軸移動の動作中 であることを示す信号を制御系内部からコンピュータ40に取り込んで、軸移動 期間中における電動機9の回転数を必要なトルクに応じて低下させるようにして 吐出量を低下させ、電動機9における電力消費を更に少なくするようにしても良 い。In each of the above-described embodiments, it is only necessary that each pump is operated with the minimum discharge amount required for the circuit during the axis movement period. Therefore, the computer 40 uses the detection results of the pressure sensors p1 and p2. Instead of lowering the rotation speed of the motor 9, the signal indicating that the shaft movement is being performed is taken into the computer 40 from within the control system, and the rotation speed of the motor 9 during the shaft movement period is determined according to the required torque. Alternatively, the discharge amount may be reduced so that the power consumption in the electric motor 9 may be further reduced.
【0058】 また、図示の実施例では電動機9を両ポンプ1,2に共通の駆動用電動機とし て構成してあるが、各ポンプ1,2で別々の駆動用電動機を設けるようにしても よい。更にまた、駆動用電動機として誘導電動機の代わりに同期電動機を用いる ことにより、負荷に応じた回転数・トルク出力制御を比較的簡単な制御回路で実 現することができる。In the illustrated embodiment, the electric motor 9 is configured as a common driving motor for both the pumps 1 and 2, but a separate driving motor may be provided for each of the pumps 1 and 2. . Furthermore, by using a synchronous motor instead of the induction motor as the driving motor, it is possible to realize the rotation speed and torque output control according to the load with a relatively simple control circuit.
【0059】 更に上述の実施例では、前記両サーボ弁4および7を油圧パイロット方式の電 気・油圧サーボ弁によって構成した場合を説明したが、これらサーボ弁は位置サ ーボ制御方式の回転形またはリニア形の交流電動機によってメイン弁体を移動さ せるサーボモータ駆動弁によって構成することもでき、この場合は図1における アキュームレータ34を有するパイロット系は不要である。Further, in the above-described embodiment, the case where both servo valves 4 and 7 are constituted by hydraulic pilot type electric / hydraulic servo valves has been described. However, these servo valves are rotary servo type position servo control type. Alternatively, it may be constituted by a servo motor drive valve for moving the main valve body by a linear type AC motor. In this case, the pilot system having the accumulator 34 in FIG. 1 is unnecessary.
【0060】 図1に示した実施例は第1の可変容量ポンプ10の吐出圧を電磁弁15によっ て高低二圧に切換制御しているが、これを例えば高中低の三圧に切換制御するに は、図4に示すように、高圧設定用のリリーフ弁13と低圧設定用のリリーフ弁 14に加えて中圧設定用のリリーフ弁14aとその選択用の電磁弁15aを並列 に設ければよく、この場合、電磁弁15を図示の切換状態にしたときには低圧設 定となり、電磁弁15を図示の状態から切り変えた状態にしたときには中圧設定 となり、更に電磁弁15aも図示の状態から切り変えた状態にしたときには高圧 設定となる。同様なリリーフ弁と電磁弁を複数設けることにより所望の段数の圧 力設定の切換が可能となることは述べるまでもない。In the embodiment shown in FIG. 1, the discharge pressure of the first variable displacement pump 10 is controlled by the solenoid valve 15 to switch between high and low pressures. As shown in FIG. 4, in addition to the relief valve 13 for setting the high pressure and the relief valve 14 for setting the low pressure, a relief valve 14a for setting the medium pressure and a solenoid valve 15a for selecting the same are provided in parallel. In this case, when the solenoid valve 15 is set to the switching state shown in the figure, the low pressure setting is set, when the solenoid valve 15 is switched from the state shown to the medium pressure, the medium pressure setting is set, and the solenoid valve 15a is also set to the state shown in the figure. When the state is switched from, the high pressure is set. Needless to say, by providing a plurality of similar relief valves and solenoid valves, it is possible to switch the pressure setting to a desired number of stages.
【0061】 更にまた、第1の可変容量ポンプ10の吐出圧を電磁弁15や15aによって 段階的に切換える代わりに、これを無段階もしくは連続的に変化させるようにす るには、例えば図1におけるリリーフ弁13を図5に示すように比例電磁リリー フ弁13aによって構成し、その制御圧を電気信号に応じて所望の圧力値に無段 階に制御すれば良い。なお、図5においては比例電磁リリーフ弁13aの圧力制 御範囲よりも低い低圧設定時を想定して低圧設定用リリーフ弁14を電磁弁15 で回路に挿入できるようにしているが、ポンプ10の吐出圧の変更が比例電磁リ リーフ弁13aの圧力制御範囲内であれば、これらリリーフ弁14と電磁弁15 とは設けずとも良い。Further, instead of switching the discharge pressure of the first variable displacement pump 10 stepwise by the solenoid valves 15 and 15a, the discharge pressure can be changed steplessly or continuously. As shown in FIG. 5, the relief valve 13 may be constituted by a proportional electromagnetic relief valve 13a, and its control pressure may be continuously controlled to a desired pressure value according to an electric signal. In FIG. 5, the low pressure setting relief valve 14 is inserted into the circuit by the solenoid valve 15 on the assumption that a low pressure is set lower than the pressure control range of the proportional electromagnetic relief valve 13a. If the change in the discharge pressure is within the pressure control range of the proportional electromagnetic relief valve 13a, the relief valve 14 and the electromagnetic valve 15 need not be provided.
【0062】 なお、本考案はこのようなパンチングプレス装置に限らず、各種の成形加工機 の加工付勢部材(工具類等)を駆動する流体圧アクチュエータの駆動用流体圧装 置に適宜変更を加えて利用することができる。In addition, the present invention is not limited to such a punching press apparatus, and may be appropriately changed to a driving fluid pressure device of a fluid pressure actuator for driving a working urging member (tools, etc.) of various forming machines. In addition it can be used.
【0063】[0063]
以上に述べたように、請求項1〜4に記載の考案によれば、多連方式のポンプ などで構成される複数の流体吐出手段の採用に当ってその一部を吐出圧可変制御 方式とし、これに合算流量の供給を選択的に行なう制御弁手段を組合せているの で、サイクル動作中の無駄な電力消費を低減でき、またサイクル動作の高速化に 容易に対応できると共に大きなストローク量を伴うパンチングプレスに有効な流 体圧装置を提供できるという効果が得られるものである。 As described above, according to the invention as set forth in claims 1 to 4, when a plurality of fluid discharge means constituted by a multiple pump or the like is employed, a part thereof is set to a discharge pressure variable control method. In addition, the control valve means for selectively supplying the total flow rate is combined with this, so that unnecessary power consumption during cycle operation can be reduced. The effect is that an effective fluid pressure device can be provided for the accompanying punching press.
【0064】 また、請求項5による考案によれば、アクチュエータの動作パターンによって も負荷圧力が大幅に変化する場合に、パンチングプレスのヒットレートに応じて この圧力変動が必要かつ充分な範囲内に納まるように例えば負荷圧力が所望レベ ルより低下した場合は電動機回転数を増速する、或いは負荷圧力が所望レベルよ り上昇した場合は電動機回転数を減速するなど、負荷圧力に対応して電動機回転 数を制御することにより流体回路に必要な最低圧力を保持すると共に無駄な圧力 上昇を回避してエネルギー消費を削減することが可能となる効果が得られるもの である。Further, according to the invention of claim 5, when the load pressure changes greatly depending on the operation pattern of the actuator, this pressure fluctuation falls within a necessary and sufficient range according to the hit rate of the punching press. For example, when the load pressure is lower than the desired level, the motor speed is increased, or when the load pressure is higher than the desired level, the motor speed is reduced. By controlling the number, it is possible to maintain the minimum pressure required for the fluid circuit and to avoid an unnecessary rise in pressure, thereby reducing the energy consumption.
【図1】本考案の一実施例に係る流体圧装置を含むパン
チングプレス装置のアクチュエータ駆動系の構成を示す
油圧回路図である。FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of an actuator drive system of a punching press device including a fluid pressure device according to an embodiment of the present invention.
【図2】第1動作モードのシリンダ駆動パターンと各ポ
ンプおよびシリンダの圧油パターンを示す説明図であ
る。FIG. 2 is an explanatory diagram showing a cylinder drive pattern in a first operation mode and a pressure oil pattern of each pump and cylinder.
【図3】第2動作モードのシリンダ駆動パターンと各ポ
ンプおよびシリンダの圧油パターンを示す説明図であ
る。FIG. 3 is an explanatory diagram showing a cylinder drive pattern in a second operation mode and a pressure oil pattern of each pump and cylinder.
【図4】本考案の別の実施例にかかる要部の構成を示す
油圧回路図である。FIG. 4 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a main part according to another embodiment of the present invention.
【図5】本考案の更に別の実施例にかかる要部の構成を
示す油圧回路図である。FIG. 5 is a hydraulic circuit diagram showing a configuration of a main part according to still another embodiment of the present invention.
1:可変容量ポンプ(第1のタイプの流体吐出手段) 2:可変容量ポンプ(第2のタイプの流体吐出手段) 3:油圧シリンダ(流体圧アクチュエータ) 5:圧油供給流路(加圧流体供給流路) 7:電気・油圧サーボ弁(制御弁手段) 40:コンピュータ 42:モータ駆動制御装置 1: Variable displacement pump (first type fluid discharge means) 2: Variable displacement pump (second type fluid discharge means) 3: Hydraulic cylinder (fluid pressure actuator) 5: Pressurized oil supply flow path (pressurized fluid) 7) Electric / hydraulic servo valve (control valve means) 40: Computer 42: Motor drive control device
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)考案者 鎌田 修彰 神奈川県藤沢市大庭5244−1 湘南城山14 −303 Fターム(参考) 3H089 AA16 AA20 AA35 BB01 CC01 DA02 DA08 DA14 DA18 DB03 DB13 DB33 DB46 DB49 DC02 EE17 EE31 EE36 FF07 GG02 JJ03 4E048 MA09 4E090 AA01 AB01 BA01 CA01 EB01 HA04 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page (72) Inventor Osamu Kamada 5244-1 Oba, Fujisawa-shi, Kanagawa 14-303 Shonan Shiroyama F-term (reference) 3H089 AA16 AA20 AA35 BB01 CC01 DA02 DA08 DA14 DA18 DB03 DB13 DB33 DB46 DB49 DC02 EE17 EE31 EE36 FF07 GG02 JJ03 4E048 MA09 4E090 AA01 AB01 BA01 CA01 EB01 HA04
Claims (5)
複数の切換弁により制御することによってパンチングプ
レスのラムを流体圧アクチュエータにより駆動するパン
チングプレス用の流体圧装置において、 比較的高圧側の第1の圧力と比較的低圧側の第2の圧力
との少なくとも二種の圧力に吐出圧が制御可能な少なく
ともひとつ以上の第1のタイプの流体吐出手段と、 作動中は前記比較的低圧側の第2の圧力と同等程度の吐
出圧に制御される少なくともひとつ以上の第2のタイプ
の流体吐出手段と、 前記流体圧アクチュエータに至る加圧流体供給流路と前
記第1および第2のタイプの流体吐出手段を含む複数の
流体吐出手段の各吐出口との接続を電気信号に応じた開
度で選択的に連通および遮断すると共に、前記各流体吐
出手段からの吐出流体を適宜な組み合わせで合算して前
記流体圧アクチュエータに供給する切換ファンクション
と前記各流体吐出手段のうちの何れかひとつのみからの
吐出流体を前記加圧流体供給流路に供給する切換ファン
クションとを有する制御弁手段とを備えたことを特徴と
する流体圧装置。1. A hydraulic device for a punching press, wherein a pressurized fluid supplied from a fluid discharge means is controlled by a plurality of switching valves to drive a ram of the punching press by a hydraulic actuator. At least one or more first-type fluid discharge means whose discharge pressure can be controlled to at least two types of pressures, a first pressure and a second pressure on a relatively low pressure side; At least one or more second type fluid discharge means controlled to a discharge pressure approximately equal to the second pressure, a pressurized fluid supply flow path leading to the fluid pressure actuator, and the first and second types of fluid discharge means. The connection with each discharge port of the plurality of fluid discharge means including the fluid discharge means is selectively communicated and blocked with an opening degree according to an electric signal, and the discharge from each of the fluid discharge means is performed. A switching function of adding fluids in an appropriate combination and supplying the fluid pressure actuator to the fluid pressure actuator and a switching function of supplying a discharge fluid from only one of the fluid discharge units to the pressurized fluid supply flow path. And a control valve means.
流量を少なくとも大小二流量に制御する流量制御手段を
更に備えたことを特徴とする請求項1に記載の流体圧装
置。2. The fluid pressure device according to claim 1, further comprising a flow rate control means for controlling a discharge flow rate of the second type of fluid discharge means to at least two large and small flow rates.
圧を段階的に切り換える圧力制御手段を備えた請求項1
に記載の流体圧装置。3. A pressure control means for switching a discharge pressure of said first type of fluid discharge means in a stepwise manner.
The fluid pressure device according to claim 1.
圧を無段階的に切り換える圧力制御手段を備えた請求項
1に記載の流体圧装置。4. The fluid pressure device according to claim 1, further comprising a pressure control means for continuously changing a discharge pressure of the first type of fluid discharge means.
複数の切換弁により制御することによってパンチングプ
レスのラムを流体圧アクチュエータにより駆動するパン
チングプレス用の流体圧装置において、 前記流体吐出手段の駆動用の電動機と、前記流体吐出手
段の吐出圧を検出して電気信号を出力する圧力センサ手
段と、前記電気信号に基づいて、パンチングプレスのヒ
ットレートに応じて変化する前記吐出圧が所定の下限圧
力以下になったときには、前記電動機の回転数を増速側
に変更し、所定の上限圧力以上になったときには、前記
電動機の回転数を減速側に変更するよう、前記電動機の
回転数を制御する電気的制御手段とを備えたことを特徴
とする流体圧装置。5. A fluid pressure device for a punching press in which a pressurized fluid supplied from a fluid discharge means is controlled by a plurality of switching valves to drive a ram of the punching press by a fluid pressure actuator. A driving motor, pressure sensor means for detecting the discharge pressure of the fluid discharge means and outputting an electric signal, and based on the electric signal, the discharge pressure, which varies according to a hit rate of a punching press, is a predetermined pressure. When the pressure is equal to or lower than the lower limit pressure, the rotation speed of the electric motor is changed to a speed increase side, and when the pressure is equal to or higher than a predetermined upper limit pressure, the rotation speed of the motor is changed to a deceleration side so that the rotation speed of the motor is changed. A fluid pressure device comprising: an electrical control unit for controlling the fluid pressure device.
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Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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Publications (1)
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Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
CN103521601A (en) * | 2013-11-01 | 2014-01-22 | 太原重工股份有限公司 | Hydraulic control system and hydraulic control method of front blank pushing cylinder of perforating machine |
JP2015102187A (en) * | 2013-11-26 | 2015-06-04 | 第一電気株式会社 | Hybrid actuator |
-
2002
- 2002-03-13 JP JP2002001325U patent/JP2002000026U/en active Pending
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