JP2008240849A

JP2008240849A - Control device of hydraulic cylinder

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Publication number: JP2008240849A
Application number: JP2007080663A
Authority: JP
Inventors: Shuichi Igarashi; 秀一五十嵐; Toshikazu Kawakami; 敏和川上
Original assignee: RIKEN KIKI KK
Current assignee: RIKEN KIKI KK
Priority date: 2007-03-27
Filing date: 2007-03-27
Publication date: 2008-10-09

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a control device of hydraulic cylinders in which an oil feed amount is controlled by the delivery amount of a variable delivery rate pump, which has excellent responsiveness by combining a hydraulic cylinder in which an oil return amount is controlled by a high speed on/off valve and a hydraulic cylinder with a small output load controlled by a servo valve, and in which loss of hydraulic pressure is reduced. <P>SOLUTION: The control device of the hydraulic cylinders is equipped with a main cylinder 10 in which the oil feed amount is controlled by the delivery amount of the variable delivery rate pump 13 and the oil return amount is controlled by the high speed on/off valve 14, and a sub cylinder 20 controlled by the servo valve 22 and having a smaller output load compared with the main cylinder 10. The control device controls the sub cylinder 20 so that an actual output value becomes a target value, and the delivery amount of the variable delivery rate pump 13 and oil return amount of the high speed on/off valve 14 are controlled by a load acting on the sub cylinder 20. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、油圧シリンダの制御装置に関し、特に、建築、土木分野等で行われている構造物載加試験機等に用いられる高圧の油圧シリンダの制御装置に関するものである。 The present invention relates to a control device for a hydraulic cylinder, and more particularly to a control device for a high-pressure hydraulic cylinder used in a structure loading tester or the like performed in the field of construction, civil engineering, and the like.

従来、建築、土木分野等の構造物載加試験機において試験体に圧縮荷重や引張荷重を負荷する手段としてはサーボ弁によって制御される油圧シリンダが用いられていた。油圧シリンダをサーボ弁によって制御すると、位置制御や荷重制御を正確に行うことができ、しかも高応答性に優れているため、サーボ弁による油圧シリンダの制御は、油圧シリンダロッドの先端に取り付けた試験体に圧縮負荷や引張負荷を繰り返し作用させて、試験体における荷重と変位の関係を試験する構造物載加試験に適している。しかし、サーボ弁による油圧シリンダの制御は、油圧シリンダを作動させるために必要な吐出量を瞬時に供給できるように、油圧ポンプを常時駆動しておく必要があるため、リリーフ弁から噴出する油や摺動部の摩擦等により油温が上昇し、液圧エネルギーが熱エネルギーに変わり動力損失を生じると共に、また、油圧機器の耐久性を損なうことになる。高圧（例えば、５０ＭＰａ以上）の圧油で作動する油圧シリンダの制御にサーボ弁を使用した場合は、油圧機器の耐久性を一層損なうことになるし、多くのエネルギーを一層無駄にする。 Conventionally, a hydraulic cylinder controlled by a servo valve has been used as a means for applying a compressive load or a tensile load to a test body in a structure loading tester in the field of construction, civil engineering, and the like. If the hydraulic cylinder is controlled by a servo valve, position control and load control can be performed accurately and the response is excellent, so the hydraulic cylinder control by the servo valve is controlled by a test attached to the tip of the hydraulic cylinder rod. It is suitable for a structure loading test in which a compression load and a tensile load are repeatedly applied to the body to test the relationship between the load and displacement in the test body. However, the control of the hydraulic cylinder by the servo valve requires that the hydraulic pump be constantly driven so that the discharge amount necessary for operating the hydraulic cylinder can be instantaneously supplied. The oil temperature rises due to friction of the sliding portion, etc., and the hydraulic pressure energy changes to thermal energy, resulting in power loss and impairing the durability of the hydraulic equipment. When a servo valve is used to control a hydraulic cylinder that operates with high pressure (for example, 50 MPa or more), the durability of the hydraulic equipment is further impaired, and much energy is wasted.

そこで、サーボ弁を用いないで油圧シリンダを制御する構造物載加試験機が特許文献１で提案されている。この構造物載加試験機における油圧シリンダの制御装置は、図４に示すように油圧シリンダ６１、インバータ駆動の吐出量可変ポンプ６２、電磁切換弁６３、高速オンオフ弁６４から構成されている。そして、荷重センサ（ロードセル）６８を介して油圧シリンダ６１のロッドに試験体Ｗを取付固定し、電磁切換弁６３を切り換えて圧油を油圧シリンダ６１の押側ポート６１ａに送油することにより試験体Ｗに圧縮荷重を負荷することができ、インバータ駆動による吐出量可変ポンプ６２の出力を増して圧油の圧力を高めることにより試験体Ｗに負荷される圧縮荷重を増加することができる。また、負荷した圧縮荷重を除圧して減少する場合は、高速オンオフ弁６４をパルス幅制御によって開閉し、押側ポート６１ａから油圧シリンダ６１内の圧油をタンク６７に戻すことにより圧縮荷重を徐々に減少させる。そして、圧力センサ７０により検出した押側ポート６１ａの圧力が０（ゼロ）の近傍になると、電磁切換弁６３を切り換えて、引側ポート６１ｂに送油することにより試験体Ｗに引張荷重を作用させることができる。このようにして、油圧シリンダ６１のロッドの先端に取り付けた試験体Ｗに圧縮負荷と引張負荷を繰り返し作用させて試験体Ｗにおける荷重と変位の関係を試験している。 Therefore, Patent Document 1 proposes a structure loading tester that controls a hydraulic cylinder without using a servo valve. As shown in FIG. 4, the control device for the hydraulic cylinder in this structure loading tester includes a hydraulic cylinder 61, an inverter-driven variable discharge pump 62, an electromagnetic switching valve 63, and a high-speed on / off valve 64. Then, the test body W is mounted and fixed to the rod of the hydraulic cylinder 61 via the load sensor (load cell) 68, the electromagnetic switching valve 63 is switched, and the pressure oil is sent to the push side port 61a of the hydraulic cylinder 61 to test the test body. A compressive load can be applied to W, and the compressive load applied to the specimen W can be increased by increasing the output of the variable discharge pump 62 driven by the inverter and increasing the pressure oil pressure. When the applied compression load is reduced and reduced, the high-speed on / off valve 64 is opened / closed by pulse width control, and the compressed oil in the hydraulic cylinder 61 is returned to the tank 67 from the push side port 61a to gradually reduce the compression load. Decrease. When the pressure of the push-side port 61a detected by the pressure sensor 70 is close to 0 (zero), the electromagnetic switching valve 63 is switched, and oil is fed to the pull-side port 61b, thereby applying a tensile load to the specimen W. be able to. In this manner, the relationship between the load and the displacement of the test body W is tested by repeatedly applying a compressive load and a tensile load to the test body W attached to the tip of the rod of the hydraulic cylinder 61.

特公平５−９６４１号公報Japanese Patent Publication No. 5-9641

図４に示されている油圧シリンダの制御装置は、油圧シリンダ６１を作動させる必要があるときのみインバータ駆動による吐出量可変ポンプ６２を駆動させて油圧シリンダ６１を作動させればよいので、エネルギーを無駄にすることが少なく、また、電磁切換弁６３等の油圧機器の耐久性を損なうこともない。 The hydraulic cylinder control device shown in FIG. 4 only has to operate the hydraulic cylinder 61 by driving the discharge variable pump 62 driven by the inverter only when the hydraulic cylinder 61 needs to be operated. It is less wasted and the durability of hydraulic equipment such as the electromagnetic switching valve 63 is not impaired.

電磁切換弁６３等による油圧シリンダ６１の制御は、油圧が比較的高い領域（５ＭＰａ以上）では油圧の剛性が高いため、電磁切換弁６３や高速オンオフ弁６４等の油圧機器の流量制御に対して油圧シリンダ６１の荷重（または変位）が応答性良く変化し、油圧シリンダ６１から圧油を抜いて圧縮荷重を減少する過程でも、油圧シリンダ６１の出力荷重（または変位）は目標荷重変化（図５のＢ）と同様にほぼ時間に比例して変化する（図５のＣ）。しかしながら、低圧域では、油圧の剛性が低いことと、特に油圧シリンダ６１から圧油を抜いて圧縮荷重を減少する過程では制御が依存する油圧シリンダ６１内の圧縮エネルギーが小さいため、荷重制御でも変位制御でも追従性が悪い。そのため、電磁切換弁６３を切り換えて油圧シリンダ６１を、ゼロ荷重付近（低圧力領域）を正（圧縮）荷重から負（引張）荷重（または負荷重から正荷重）へ移行する過程（具体的には３ＭＰａ以下）では、図５のＰに示すように、油圧シリンダ６１の応答が悪く目標とする荷重に速やかに変化せず、油圧シリンダ６１を精度良く制御することができない。 The hydraulic cylinder 61 is controlled by the electromagnetic switching valve 63 or the like because the rigidity of the hydraulic pressure is high in a region where the hydraulic pressure is relatively high (5 MPa or more). Even when the load (or displacement) of the hydraulic cylinder 61 changes with good responsiveness and the compression oil is reduced by removing the pressure oil from the hydraulic cylinder 61, the output load (or displacement) of the hydraulic cylinder 61 changes to the target load change (FIG. 5). As in (B), it changes in proportion to the time (C in FIG. 5). However, in the low pressure range, the rigidity of the hydraulic pressure is low, and especially in the process of reducing the compression load by extracting the hydraulic oil from the hydraulic cylinder 61, the compression energy in the hydraulic cylinder 61 on which the control depends is small. Even in control, followability is poor. For this reason, the electromagnetic switching valve 63 is switched to shift the hydraulic cylinder 61 from the positive (compression) load to the negative (tensile) load (or the load weight to the positive load) in the vicinity of zero load (low pressure region) (specifically, Is 3 MPa or less), as shown by P in FIG. 5, the response of the hydraulic cylinder 61 is poor and the target load does not change quickly, and the hydraulic cylinder 61 cannot be controlled with high accuracy.

本発明は、上記のような問題点を解決するためのものであり、吐出量可変ポンプの吐出量により送油量が制御され、高速オンオフ弁により戻油量が制御される油圧シリンダと、サーボ弁によって制御される出力荷重の小さい油圧シリンダとを組み合わせることにより、応答性に優れ、しかも、エネルギーの損失の少ない油圧シリンダの制御装置を提供することを目的とする。 The present invention is intended to solve the above-described problems. A hydraulic cylinder in which the oil feed amount is controlled by the discharge amount of the variable discharge pump and the return oil amount is controlled by a high-speed on / off valve, and a servo An object of the present invention is to provide a control device for a hydraulic cylinder that is excellent in responsiveness and has little energy loss by combining with a hydraulic cylinder with a small output load controlled by a valve.

前記目的を達成するために、本発明の油圧シリンダの制御装置は、吐出量可変ポンプの吐出量により送油量が制御され、高速オンオフ弁により戻油量が制御されるメインシリンダと、サーボ弁により制御され、前記メインシリンダよりも出力荷重の小さいサブシリンダとからなり、前記制御装置は、前記油圧シリンダの実際の出力値が目標値となるようにサーボ弁を制御し、前記吐出量可変ポンプの吐出量と前記高速オンオフ弁による戻油量を、前記サブシリンダに作用する負荷が減少するように制御することを特徴としている。 In order to achieve the above object, a hydraulic cylinder control device according to the present invention includes a main cylinder in which an oil supply amount is controlled by a discharge amount of a discharge amount variable pump and a return oil amount is controlled by a high-speed on / off valve, and a servo valve And the control device controls the servo valve so that an actual output value of the hydraulic cylinder becomes a target value, and the discharge amount variable pump The amount of oil discharged and the amount of return oil by the high-speed on / off valve are controlled so that the load acting on the sub-cylinder is reduced.

本発明の油圧シリンダの制御装置では、土木分野等の構造物載加試験機等において、吐出量可変ポンプと高速オンオフ弁とにより出力荷重が制御されるメインシリンダと、サーボ弁により制御されメインシリンダより出力荷重の小さいサブシリンダとによって試験体等に荷重を負荷するように構成したことにより、試験体等に大きい圧縮荷重を負荷する場合には、吐出量可変ポンプと高速オンオフ弁を制御することによってメインシリンダの出力荷重又は変位によって試験体等に荷重を負荷又は試験体等を変位し、目標荷重又は変位になると吐出量可変ポンプと高速オンオフ弁を停止することができるので、エネルギーの無駄を少なくすることができるし、サブシリンダの出力荷重は小さいのでサーボ弁等の耐久性も損なわれない。また、油圧シリンダの出力負荷が０近傍の低圧状態の場合には、サーボ弁によって制御されるサブシリンダによって油圧シリンダを精度良く速やかに制御することができる。 In the hydraulic cylinder control device of the present invention, in a structure loading tester in the field of civil engineering, etc., a main cylinder whose output load is controlled by a variable discharge pump and a high-speed on / off valve, and a main cylinder controlled by a servo valve When a large compressive load is applied to the test specimen, etc., by controlling the load on the test specimen etc. with a sub-cylinder with a smaller output load, the variable discharge pump and the high-speed on / off valve must be controlled. The load on the test body or the like is displaced by the output load or displacement of the main cylinder, and the variable discharge pump and the high-speed on / off valve can be stopped when the target load or displacement is reached. Since the output load of the sub cylinder is small, the durability of the servo valve and the like is not impaired. Further, when the output load of the hydraulic cylinder is in a low pressure state near zero, the hydraulic cylinder can be controlled quickly and accurately by the sub cylinder controlled by the servo valve.

本発明の油圧シリンダの制御装置は、具体的には、サブシリンダに作用する負荷を、サブシリンダの押側ポートに設けた圧力センサと引側ポートに設けた圧力センサとにより検出しており、吐出量可変ポンプはインバータ駆動油圧ポンプであり、高速オンオフ弁はパルス幅制御により開閉制御されている。 Specifically, the hydraulic cylinder control device of the present invention detects the load acting on the sub-cylinder with a pressure sensor provided at the push-side port of the sub-cylinder and a pressure sensor provided at the pull-side port, The variable amount pump is an inverter-driven hydraulic pump, and the high-speed on / off valve is controlled to open and close by pulse width control.

本発明の油圧シリンダの制御装置は、メインシリンダとサブシリンダとが一体に構成されていることを特徴としており、具体的には、サブシリンダがメインシリンダのピストンロッドに形成されている。本発明の油圧シリンダの制御装置では、メインシリンダとサブシリンダとから出力される出力荷重は、メインシリンダのピストンロッドから出力されるので、試験体等に捩れが生じてもピストンロッドが回転することで吸収することができ、油圧シリンダの破損等を防止できる。 The control apparatus for a hydraulic cylinder according to the present invention is characterized in that a main cylinder and a sub cylinder are integrally formed. Specifically, the sub cylinder is formed on a piston rod of the main cylinder. In the hydraulic cylinder control device of the present invention, since the output load output from the main cylinder and the sub cylinder is output from the piston rod of the main cylinder, the piston rod rotates even if the test body or the like is twisted. It is possible to prevent the hydraulic cylinder from being damaged.

本発明では、サーボ弁により制御されたサブシリンダによって油圧シリンダの実際の出力値が目標値となるように制御しているので、油圧シリンダがゼロ荷重付近（低圧力領域）においても油圧シリンダを応答性良く高精度に制御することができ、しかも、メインシリンダの出力荷重は、サブシリンダに作用する負荷を減少させるように制御されており、メインシリンダの吐出量可変ポンプと高速オンオフ弁は油圧シリンダの実際の出力値が目標値になると停止することができ、しかも、サブシリンダの圧油の圧力を低いものとすることかできるので、エネルギーの無駄やサーボ弁等の耐久性を損なうことがない。 In the present invention, the sub cylinder controlled by the servo valve is controlled so that the actual output value of the hydraulic cylinder becomes the target value, so that the hydraulic cylinder responds even when the hydraulic cylinder is near zero load (low pressure region). The main cylinder output load is controlled to reduce the load acting on the sub-cylinder, and the main cylinder discharge rate pump and high-speed on / off valve are hydraulic cylinders. When the actual output value reaches the target value, it can be stopped, and the pressure of the sub-cylinder pressure oil can be lowered, so energy is not wasted and the durability of the servo valve, etc. is not impaired. .

以下、本発明に係る油圧シリンダの制御装置について図面に基づいて説明する。図１は本発明に係る油圧シリンダの制御装置を材料負荷試験機に適用した実施形態を示す油圧回路図である。材料負荷試験機は、作動板１に取り付けられている取付体３に試験体Ｗを取り付け、メインシリンダ１０とサブシリンダ２０からなる油圧シリンダによって試験体Ｗに圧縮荷重や引張荷重を負荷するものである。作動板１と取付体３の間には荷重センサ（ロードセル）２が設けられており、荷重センサ２は試験体Ｗに実際に負荷されている荷重を検知してその信号を制御装置３３に出力する。取付体３には、取付体３の変位量を検出する変位計４が設けられており、変位計４は取付体３の実際の変位量を検出してその信号を制御装置３３に出力する。 Hereinafter, a control apparatus for a hydraulic cylinder according to the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a hydraulic circuit diagram showing an embodiment in which a hydraulic cylinder control device according to the present invention is applied to a material load testing machine. The material load testing machine attaches a test body W to an attachment body 3 attached to an operation plate 1 and applies a compressive load or a tensile load to the test body W by a hydraulic cylinder including a main cylinder 10 and a sub cylinder 20. is there. A load sensor (load cell) 2 is provided between the operation plate 1 and the mounting body 3, and the load sensor 2 detects a load actually applied to the test body W and outputs a signal to the control device 33. To do. The mounting body 3 is provided with a displacement meter 4 that detects the displacement amount of the mounting body 3, and the displacement meter 4 detects the actual displacement amount of the mounting body 3 and outputs the signal to the control device 33.

油圧シリンダの制御装置は、電磁切換弁で制御されるメインシリンダ１０とサーボ弁で制御されるサブシリンダ２０，２０を備え、メインシリンダ１０とサブシリンダ２０のそれぞれのピストンロッド１１，２１が試験体Ｗに荷重を負荷させる作動板１に連結されている。 The hydraulic cylinder control device includes a main cylinder 10 controlled by an electromagnetic switching valve and sub-cylinders 20 and 20 controlled by servo valves. The piston rods 11 and 21 of the main cylinder 10 and the sub-cylinder 20 are test specimens. It is connected to an operating plate 1 that applies a load to W.

メインシリンダ１０は、複動型のシリンダであり、押側ポート１０ａに油路１６ａが接続され、引側ポート１０ｂに油路１６ｂが接続されており、吐出量可変ポンプ１３からの圧油が電磁切換弁１２を介して供給されることによりピストンロッド１１が往復動する構成となっている。電磁切換弁１２は制御装置３３によって制御される。吐出量可変ポンプ１３は、入力電圧に対応してポンプ回転数を可変し得るインバータ駆動油圧ポンプで構成されており、制御装置３３によって制御されてポンプ回転数を可変することによりメインシリンダ１０への油圧の圧力を可変する。 The main cylinder 10 is a double-acting cylinder, an oil passage 16a is connected to the push side port 10a, an oil passage 16b is connected to the pull side port 10b, and the pressure oil from the discharge amount variable pump 13 is electromagnetically switched. The piston rod 11 is configured to reciprocate by being supplied through the valve 12. The electromagnetic switching valve 12 is controlled by the control device 33. The discharge amount variable pump 13 is composed of an inverter-driven hydraulic pump that can vary the pump rotation speed in response to an input voltage, and is controlled by the control device 33 to vary the pump rotation speed, thereby supplying the main cylinder 10 to the main cylinder 10. Variable hydraulic pressure.

吐出量可変ポンプ１３と電磁切換弁１２との間の油路１７ａには、メインシリンダ１０の圧油をタンク７に戻す高速オンオフ弁１４が戻油路１７ｃを介して配置されており、この高速オンオフ弁１４は、制御装置３３のパルス幅制御（ＰＷＭ）により開閉されて、メインシリンダ１０からタンク７への戻油量を制御する。また、油路１７ａには圧力変換器で構成された第１圧力センサ１５が設けられており、吐出量可変ポンプ１３からの圧油の圧力を検知してその出力信号を制御装置３３に出力する。 A high-speed on / off valve 14 that returns the pressure oil of the main cylinder 10 to the tank 7 is disposed in the oil passage 17a between the variable discharge pump 13 and the electromagnetic switching valve 12 via the return oil passage 17c. The on / off valve 14 is opened and closed by pulse width control (PWM) of the control device 33 to control the amount of oil returned from the main cylinder 10 to the tank 7. The oil passage 17a is provided with a first pressure sensor 15 constituted by a pressure converter, which detects the pressure oil pressure from the discharge amount variable pump 13 and outputs an output signal to the control device 33. .

サブシリンダ２０は、メインシリンダ１０より小さい出力荷重（メインシリンダ１０の出力荷重の約１／１０）を出力する両軸の複動型のシリンダであり、試験体Ｗに偏った荷重が負荷されないようにメインシリンダ１０の周りに複数設けられている。サブシリンダ２０は、押側ポート２０ａに油路２８ａが接続され、引側ポート２０ｂに油路２８ｂが接続されており、油圧ポンプ２３からの圧油がサーボ弁２２を介して供給されることによりピストンが往復動する。 The sub-cylinder 20 is a double-axis double-acting cylinder that outputs an output load smaller than that of the main cylinder 10 (about 1/10 of the output load of the main cylinder 10). A plurality of the cylinders are provided around the main cylinder 10. The sub-cylinder 20 has an oil passage 28a connected to the push-side port 20a and an oil passage 28b connected to the pull-side port 20b, and is supplied with pressure oil from the hydraulic pump 23 via the servo valve 22. Reciprocates.

サーボ弁２２は、油圧ポンプ２３からの圧油をサブシリンダ２０の押側ポート２０ａに送油し、引側ポート２０ｂからサブシリンダ２０内の圧油をタンク７に戻す押側位置２２Ａと、全てを遮断する停止位置２２Ｂと、油圧ポンプ２３からの圧油をサブシリンダ２０の引側ポート２０ｂに送油し、押側ポート２０ａからサブシリンダ２０内の圧油をタンク７に戻す引側位置２２Ｃとを備えている。そして、サーボ弁２２は、制御装置３３により制御され、サーボ弁２２を作動させるサーボ弁指令値に応じて圧油の流量を連続的に可変する。 The servo valve 22 cuts off all of the pressure side oil 22 from the hydraulic pump 23 to the push side port 20a of the sub cylinder 20 and the push side position 22A for returning the pressure oil in the sub cylinder 20 to the tank 7 from the pull side port 20b. A stop position 22B, and a pulling position 22C for sending the pressure oil from the hydraulic pump 23 to the pulling side port 20b of the sub cylinder 20 and returning the pressure oil in the sub cylinder 20 to the tank 7 from the pushing side port 20a. ing. The servo valve 22 is controlled by the control device 33 and continuously varies the flow rate of the pressure oil according to a servo valve command value for operating the servo valve 22.

サブシリンダ２０の押側ポート２０ａに連通している油路２８ａには、圧力変換器で構成された第２圧力センサ２４ａが設けられており、押側ポート２０ａの圧力を検知してその信号を制御装置３３に出力し、また、サブシリンダ２０の引側ポート２０ｂに連通している油路２８ｂには、圧力変換器で構成された第３圧力センサ２４ｂが設けられており、引側ポート２０ｂの圧力を検知してその信号を制御装置３３に出力している。さらに、油路２８ａには、油路２８ｃを介して第１電磁弁２７ａが設けられ、油路２８ｂには、油路２８ｄを介して第２電磁弁２７ｂが設けられている。第１，２電磁弁２７ａ，２７ｂは、サブシリンダ２０をオンロード状態あるいはオフロード状態に切り換えるとともに、サブシリンダ２０に過負荷が発生したときにサブシリンダ２０内の圧油をタンク７に戻す安全弁としても機能する。図１において、１３ａは定量供給ポンプ、１８ａ，１８ｂ，２５はリリーフ弁であり、１９はチェックバルブであり、２６は作動油を冷却するためのクーラである。 The oil passage 28a communicated with the push side port 20a of the sub cylinder 20 is provided with a second pressure sensor 24a constituted by a pressure converter, and detects the pressure of the push side port 20a and sends the signal to the control device. 33, and a third pressure sensor 24b configured by a pressure converter is provided in the oil passage 28b communicating with the pull-side port 20b of the sub cylinder 20, and the pressure of the pull-side port 20b And the signal is output to the control device 33. Further, the oil passage 28a is provided with a first electromagnetic valve 27a via an oil passage 28c, and the oil passage 28b is provided with a second electromagnetic valve 27b via an oil passage 28d. The first and second solenoid valves 27 a and 27 b are safety valves that switch the sub cylinder 20 to an on-load state or an off-load state and return the pressure oil in the sub-cylinder 20 to the tank 7 when an overload occurs in the sub-cylinder 20. Also works. In FIG. 1, 13a is a constant supply pump, 18a, 18b and 25 are relief valves, 19 is a check valve, and 26 is a cooler for cooling the hydraulic oil.

図２は、メインシリンダ１０及びサブシリンダ２０を制御する制御装置３３の内部ブロック構成を示している。制御装置３３は、メインシリンダ１０作動を制御するメインシリンダ制御手段３４とサブシリンダ２０作動を制御するサブシリンダ制御手段３５とからなる。メインシリンダ制御手段３４は、吐出量可変ポンプ１３のインバータモータを制御する吐出量可変ポンプ制御手段３６、高速オンオフ弁１４の開閉を制御する高速オンオフ弁制御手段３７及び電磁切換弁１２を制御する電磁切換弁制御手段３８を備えている。 FIG. 2 shows an internal block configuration of the control device 33 that controls the main cylinder 10 and the sub cylinder 20. The control device 33 includes a main cylinder control unit 34 that controls the operation of the main cylinder 10 and a sub cylinder control unit 35 that controls the operation of the sub cylinder 20. The main cylinder control unit 34 is a discharge amount variable pump control unit 36 that controls the inverter motor of the discharge amount variable pump 13, a high speed on / off valve control unit 37 that controls opening and closing of the high speed on / off valve 14, and an electromagnetic that controls the electromagnetic switching valve 12. A switching valve control means 38 is provided.

第２圧力センサ２４ａと第３圧力センサ２４ｂとからの出力信号は増幅器で増幅されて差分器４１に入力される。差分器４１は、第２圧力センサ２４ａと第３圧力センサ２４ｂとの差分信号を算出し、吐出量可変ポンプ制御手段３６、高速オンオフ弁制御手段３７、電磁切換弁制御手段３８及びサブシリンダ制御手段３５の電磁弁制御手段３９に出力する。吐出量可変ポンプ制御手段３６は、差分器４１から入力された差分信号に基づいて第２圧力センサ２４ａで検出する圧力と第３圧力センサ２４ｂで検出する圧力とが同じになるように吐出量可変ポンプ１３の吐出量を制御する。高速オンオフ弁制御手段３７は、差分器４１から入力された差分信号に基づいて第２圧力センサ２４ａで検出する圧力と第３圧力センサ２４ｂで検出する圧力とが同じになるように高速オンオフ弁１４の開閉のためのパルス幅を制御する。すなわち、吐出量可変ポンプ制御手段３６と高速オンオフ弁制御手段３７とは、サブシリンダ２０の押側ポート２０ａの圧力と引側ポート２０ｂの圧力とが同じになるように、すなわち、サブシリンダ２０に作用する負荷が０に減少するように吐出量可変ポンプ１３と高速オンオフ弁１４とを制御する。 Output signals from the second pressure sensor 24a and the third pressure sensor 24b are amplified by an amplifier and input to the differencer 41. The subtractor 41 calculates a difference signal between the second pressure sensor 24a and the third pressure sensor 24b, and discharge amount variable pump control means 36, high-speed on / off valve control means 37, electromagnetic switching valve control means 38 and sub cylinder control means. It outputs to 35 solenoid valve control means 39. The discharge amount variable pump control means 36 varies the discharge amount so that the pressure detected by the second pressure sensor 24a and the pressure detected by the third pressure sensor 24b are the same based on the difference signal input from the differentiator 41. The discharge amount of the pump 13 is controlled. The high-speed on / off valve control means 37 is based on the difference signal input from the subtractor 41 so that the pressure detected by the second pressure sensor 24a is the same as the pressure detected by the third pressure sensor 24b. Controls the pulse width for opening and closing. That is, the discharge amount variable pump control means 36 and the high-speed on / off valve control means 37 act on the sub cylinder 20 so that the pressure of the push side port 20a and the pressure of the pull side port 20b of the sub cylinder 20 become the same. The discharge amount variable pump 13 and the high-speed on / off valve 14 are controlled so that the load to be reduced decreases to zero.

電磁切換弁制御手段３８には、第１圧力センサ１５からの出力信号が増幅器で増幅されて入力され、第１圧力センサ１５で検出したメインシリンダ１０内の圧力がゼロ近傍になると電磁切換弁１２を切り換える。 An output signal from the first pressure sensor 15 is amplified by an amplifier and input to the electromagnetic switching valve control means 38, and when the pressure in the main cylinder 10 detected by the first pressure sensor 15 becomes close to zero, the electromagnetic switching valve 12 is supplied. Switch.

サブシリンダ制御手段３５は、サーボ弁制御手段４０と電磁弁制御手段３９とを備えている。減算器４２には目標荷重設定手段５ａで設定された目標荷重と荷重センサ２からの信号が増幅されて入力され、減算器４２は目標荷重から荷重センサ２からの信号を減算して制御選択スイッチ４４に出力する。また、減算器４３には目標変位設定手段５ｂで設定された目標変位と変位計４からの信号は増幅されて入力され、減算器４３は目標変位から変位計４からの信号を減算して制御選択スイッチ４４に出力する。 The sub cylinder control means 35 includes a servo valve control means 40 and an electromagnetic valve control means 39. The target load set by the target load setting means 5a and the signal from the load sensor 2 are amplified and input to the subtractor 42, and the subtractor 42 subtracts the signal from the load sensor 2 from the target load to control the switch. 44. Further, the target displacement set by the target displacement setting means 5b and the signal from the displacement meter 4 are amplified and input to the subtractor 43, and the subtractor 43 is controlled by subtracting the signal from the displacement meter 4 from the target displacement. Output to the selection switch 44.

サーボ弁制御手段４０は、制御選択スイッチ４４で荷重制御が選択された場合は、減算器４２からの減算値に基づいて、荷重センサ２で測定する実際の荷重が目標荷重になるようにサーボ弁２２を制御し、制御選択スイッチ４４で変位制御が選択された場合は、減算器４３からの減算値に基づいて、変位計４で測定される実際の変位が目標変位となるようにサーボ弁２２を制御する。 When load control is selected by the control selection switch 44, the servo valve control means 40 is based on the subtraction value from the subtractor 42 so that the actual load measured by the load sensor 2 becomes the target load. When the displacement control is selected by the control selection switch 44, the servo valve 22 is set so that the actual displacement measured by the displacement meter 4 becomes the target displacement based on the subtraction value from the subtractor 43. To control.

電磁弁制御手段３９は、第１、第２電磁弁２７ａ，２７ｂを制御するものであり、第１、第２電磁弁２７ａ，２７ｂを切り換えてサブシリンダ２０をオンロード状態、又はオフロード状態に切り換えるとともに、第２圧力センサ２４ａと第３圧力センサ２４ｂとの差分信号に基づく押側ポート２０ａの圧力Ｐ１と引側ポート２０ｂの圧力Ｐ２との差が所定値を超えた場合、すなわち、メインシリンダ１０の故障等によりサブシリンダ２０に過負荷が生じた場合には、第１、第２電磁弁２７ａ，２７ｂを切り換えて、サブシリンダ２０内の圧油を逃がしてサブシリンダ２０、サーボ弁２２等の破損を防止する。 The electromagnetic valve control means 39 controls the first and second electromagnetic valves 27a and 27b, and switches the first and second electromagnetic valves 27a and 27b to bring the sub cylinder 20 into an on-load state or an off-load state. In addition, when the difference between the pressure P1 of the push-side port 20a and the pressure P2 of the pull-side port 20b based on the difference signal between the second pressure sensor 24a and the third pressure sensor 24b exceeds a predetermined value, that is, the main cylinder 10 When an overload occurs in the sub cylinder 20 due to a malfunction or the like, the first and second electromagnetic valves 27a and 27b are switched to release the pressure oil in the sub cylinder 20 and the sub cylinder 20, servo valve 22 and the like. Prevent damage.

次に、本発明の油圧シリンダの制御装置において、荷重制御によって油圧シリンダの作動を制御する場合について説明する。取付体３に試験体Ｗを取り付け、制御選択スイッチ４４を荷重制御に切り換え、目標荷重設定手段５ａで試験体Ｗを圧縮する目標荷重を設定し、第１、第２電磁弁２７ａ，２７ｂを切り換えてサブシリンダ２０をオンロード状態にする。 Next, the case where the operation of the hydraulic cylinder is controlled by load control in the hydraulic cylinder control device of the present invention will be described. The test body W is attached to the mounting body 3, the control selection switch 44 is switched to load control, a target load for compressing the test body W is set by the target load setting means 5a, and the first and second electromagnetic valves 27a and 27b are switched. The sub cylinder 20 is brought into an on-load state.

サーボ弁制御手段４０は、荷重センサ２で検知された試験体に負荷されている実際の荷重と目標荷重との差に応じたサーボ弁指令値をサーボ弁２２へ出力し、サーボ弁２２を押側位置２２Ａに切り換える。油圧ポンプ２３からの圧油は押側ポート２０ａに送油され、押側ポート２０ａと引側ポート２０ｂとの差圧によってサブシリンダ２０のピストンが押側に移動して試験体Ｗを圧縮する。このとき、押側ポート２０ａの圧力Ｐ１が第２圧力センサ２４ａによって検知され、引側ポート２０ｂの圧力Ｐ２が第３圧力センサ２４ｂによって検知され、吐出量可変ポンプ制御手段３６は、押側ポート２０ａの圧力Ｐ１と引側ポート２０ｂの圧力Ｐ２とが同じになるように、吐出量可変ポンプ１３の吐出量を増加するよう制御し、試験体Ｗを圧縮するメインシリンダ１０の出力荷重が増加される。そして、荷重センサ２によって検出される試験体Ｗに負荷している実際の圧縮荷重が設定した目標荷重になるまで、サーボ弁制御手段４０によってサーボ弁２２が制御されてサブシリンダ２０が作動され、それに応じて吐出量可変ポンプ１３の吐出量が増加してメインシリンダ１０に出力荷重が増加される。このように制御することにより、試験体Ｗへの圧縮荷重はメインシリンダ１０からの出力荷重によって負荷されることになる。 The servo valve control means 40 outputs a servo valve command value corresponding to the difference between the actual load applied to the test body detected by the load sensor 2 and the target load to the servo valve 22, and pushes the servo valve 22 to the push side. Switch to position 22A. The pressure oil from the hydraulic pump 23 is sent to the push side port 20a, and the piston of the sub cylinder 20 moves to the push side by the differential pressure between the push side port 20a and the pull side port 20b to compress the specimen W. At this time, the pressure P1 of the push-side port 20a is detected by the second pressure sensor 24a, the pressure P2 of the pull-side port 20b is detected by the third pressure sensor 24b, and the discharge amount variable pump control means 36 uses the pressure of the push-side port 20a. Control is performed to increase the discharge amount of the discharge amount variable pump 13 so that P1 and the pressure P2 of the pull side port 20b are the same, and the output load of the main cylinder 10 that compresses the test body W is increased. Then, the servo valve 22 is controlled by the servo valve control means 40 to operate the sub cylinder 20 until the actual compressive load applied to the specimen W detected by the load sensor 2 reaches the set target load. Accordingly, the discharge amount of the discharge amount variable pump 13 increases and the output load on the main cylinder 10 increases. By controlling in this way, the compressive load on the specimen W is loaded by the output load from the main cylinder 10.

次に、この試験体Ｗに圧縮荷重を負荷した状態から引張荷重を負荷する場合について説明する。目標荷重設定手段５ａで試験体Ｗを引っ張る目標荷重を設定すると、サーボ弁制御手段４０は、荷重センサ２で検知された試験体Ｗに負荷されている実際の荷重と目標荷重との差に応じたサーボ弁指令値をサーボ弁２２へ出力し、サーボ弁２２を引側位置２２Ｃに切り換え、油圧ポンプ２３からの圧油が引側ポート２０ｂに送油され、押側ポート２０ａと引側ポート２０ｂとの差圧によってサブシリンダ２０のピストンが引側に移動され、作動板１を引っ張る。このとき、押側ポート２０ａの圧力Ｐ１が第２圧力センサ２４ａによって検知され、引側ポート２０ｂの圧力Ｐ２が第３圧力センサ２４ｂによって検知され、高速オンオフ弁制御手段３７は、押側ポート２０ａの圧力Ｐ１と引側ポート２０ｂの圧力Ｐ２とが同じになるように、高速オンオフ弁１４を開閉制御してメインシリンダ１０内の圧油を押側ポート２０ａからタンク７に戻す。 Next, a case where a tensile load is applied from a state where a compressive load is applied to the test body W will be described. When the target load for pulling the test body W is set by the target load setting means 5a, the servo valve control means 40 responds to the difference between the actual load and the target load applied to the test body W detected by the load sensor 2. The servo valve command value is output to the servo valve 22, the servo valve 22 is switched to the pull side position 22C, the pressure oil from the hydraulic pump 23 is fed to the pull side port 20b, the push side port 20a, the pull side port 20b, Due to the differential pressure, the piston of the sub cylinder 20 is moved to the pull side, and the operating plate 1 is pulled. At this time, the pressure P1 of the push-side port 20a is detected by the second pressure sensor 24a, the pressure P2 of the pull-side port 20b is detected by the third pressure sensor 24b, and the high-speed on / off valve control means 37 detects the pressure P1 of the push-side port 20a. The high pressure on / off valve 14 is controlled to be opened and closed so that the pressure P2 of the pull side port 20b becomes the same, and the pressure oil in the main cylinder 10 is returned from the push side port 20a to the tank 7.

そして、試験体Ｗへの圧縮荷重が０近くになり、第１圧力センサ１５で検知する押側ポート１０ａの圧力が０近傍の所定の値になると、電磁切換弁制御手段３８は電磁切換弁１２を切り換え、吐出量可変ポンプ１３からの圧油がメインシリンダ１０の引側ポート１０ｂに送り込まれることになり、試験体Ｗがメインシリンダ１０によって引張荷重を受ける。吐出量可変ポンプ制御手段３６は、サブシリンダ２０の押側ポート２０ａの圧力Ｐ１と引側ポート２０ｂの圧力Ｐ２とが同じになるように、吐出量可変ポンプ１３の吐出量を増加するよう制御し、試験体Ｗを引っ張るメインシリンダ１０の出力荷重が増加される。そして、荷重センサ２によって検出される試験体Ｗに負荷している実際の引張荷重が設定した目標荷重になるまで、サーボ弁制御手段４０によってサーボ弁２２が制御されてサブシリンダ２０が作動され、それに応じて吐出量可変ポンプ１３の吐出量が増加してメインシリンダ１０の出力荷重が増加される。このとき、第２圧力センサ２４ａで検知する押側ポート２０ａの圧力Ｐ１と第３圧力センサ２４ｂで検知する引側ポート２０ｂの圧力Ｐ２との差圧が所定値を超えた場合は、メインシリンダ１０の故障等によりサブシリンダ２０に過負荷が発生したものと判断し、第１電磁弁２７ａと第２電磁弁２７ｂを切り換えて、サブシリンダ２０内の圧油を逃がしてサブシリンダ２０、サーボ弁２２等の破損を防止する。また、吐出可変ポンプ制御手段３６、高速オンオフ弁制御手段３７は制御を打ち切る。一方、電磁切換弁制御手段３８は電磁切換弁１２の現状を維持し、メインシリンダ１０は圧力を保有する。こうして急激な試験体Ｗの荷重変動を抑える。 When the compressive load on the test body W becomes close to zero and the pressure of the push-side port 10a detected by the first pressure sensor 15 reaches a predetermined value near zero, the electromagnetic switching valve control means 38 causes the electromagnetic switching valve 12 to move. The pressure oil from the variable discharge pump 13 is sent to the pull-side port 10b of the main cylinder 10, and the test body W receives a tensile load by the main cylinder 10. The discharge amount variable pump control means 36 controls to increase the discharge amount of the discharge amount variable pump 13 so that the pressure P1 of the push side port 20a of the sub cylinder 20 and the pressure P2 of the pull side port 20b become the same. The output load of the main cylinder 10 that pulls the specimen W is increased. Then, the servo valve 22 is controlled by the servo valve control means 40 and the sub cylinder 20 is operated until the actual tensile load applied to the specimen W detected by the load sensor 2 reaches the set target load. Accordingly, the discharge amount of the discharge amount variable pump 13 is increased and the output load of the main cylinder 10 is increased. At this time, if the differential pressure between the pressure P1 of the push-side port 20a detected by the second pressure sensor 24a and the pressure P2 of the pull-side port 20b detected by the third pressure sensor 24b exceeds a predetermined value, It is determined that an overload has occurred in the sub-cylinder 20 due to a failure or the like, and the first electromagnetic valve 27a and the second electromagnetic valve 27b are switched to release the pressure oil in the sub-cylinder 20 so that the sub-cylinder 20, the servo valve 22, etc. To prevent damage. Moreover, the discharge variable pump control means 36 and the high-speed on / off valve control means 37 stop the control. On the other hand, the electromagnetic switching valve control means 38 maintains the current state of the electromagnetic switching valve 12, and the main cylinder 10 holds the pressure. In this way, rapid load fluctuations of the test body W are suppressed.

本実施形態では、メインシリンダ１０は吐出量可変ポンプ１３により作動されており、メインシリンダ１０が目標荷重になると吐出量可変ポンプ１３を停止することができるので、エネルギーが無駄にされることがない。また、メインシリンダ１０への圧縮荷重が減少されほぼ０近くにあるときは、サーボ弁２２によって制御されるサブシリンダ２０によって荷重制御されるので、油圧シリンダによって常に安定した荷重制御を行うことができる。上述では負荷制御における油圧シリンダの制御について説明したが、これは位置制御による場合も同様である。 In this embodiment, the main cylinder 10 is operated by the discharge variable pump 13, and the variable discharge pump 13 can be stopped when the main cylinder 10 reaches the target load, so that energy is not wasted. . Further, when the compressive load on the main cylinder 10 is reduced and is nearly zero, the load is controlled by the sub-cylinder 20 controlled by the servo valve 22, so that stable load control can always be performed by the hydraulic cylinder. . In the above description, the control of the hydraulic cylinder in the load control has been described. The same applies to the case of position control.

図３は油圧シリンダの他の実施形態を示し、この実施形態の油圧シリンダでは、メインシリンダとサブシリンダが一体に組み込まれている。 FIG. 3 shows another embodiment of the hydraulic cylinder. In the hydraulic cylinder of this embodiment, a main cylinder and a sub cylinder are integrated.

シリンダ本体１０１のシリンダ１０２内には、ピストンロッド１０３が一体に形成されたピストン１０４が摺動自在に挿入されており、ピストンロッド１０３の先端には外部取付ネジ１０５が形成されている。ピストンロッド１０３とピストン１０４の内部には、開口２０１，２０２が形成されており、ピストンロッド１０３の開口２０２にはサブシリンダ用のピストン２０３が挿入されている。ピストン２０３に一体に形成されたピストンロッド２０４の端部はシリンダ本体１０１にナット２０５により固定されている。ピストン１０４の内部の開口２０１には、蓋部材２０６が螺合されてシール部材によってピストン２０４の外周面がシールされている。シリンダ本体１０１の側壁には押側ポート１０ａと引側ポート１０ｂが形成されている。ピストンロッド１０３の側壁には押側ポート２０ａが形成されており、また、ピストンロッド２０４には通路２０７が形成されており、シリンダ本体１０１の側壁に形成された引側ポート２０ｂからの圧油をピストンロッド１０３の開口２０２に送油されるように構成されている。 A piston 104 integrally formed with a piston rod 103 is slidably inserted into the cylinder 102 of the cylinder body 101, and an external mounting screw 105 is formed at the tip of the piston rod 103. Openings 201 and 202 are formed inside the piston rod 103 and the piston 104, and a piston 203 for a sub cylinder is inserted into the opening 202 of the piston rod 103. The end of the piston rod 204 formed integrally with the piston 203 is fixed to the cylinder body 101 with a nut 205. A lid member 206 is screwed into the opening 201 inside the piston 104, and the outer peripheral surface of the piston 204 is sealed by the seal member. On the side wall of the cylinder body 101, a push side port 10a and a pull side port 10b are formed. A push-side port 20 a is formed on the side wall of the piston rod 103, and a passage 207 is formed in the piston rod 204, and the pressure oil from the pull-side port 20 b formed on the side wall of the cylinder body 101 is used as a piston. Oil is supplied to the opening 202 of the rod 103.

このように構成された油圧シリンダは、押側ポート１０ａと引側ポート１０ｂを吐出量可変ポンプ１３の圧油を切り換える電磁切換弁１２に接続し、また、押側ポート２０ａと引側ポート２０ｂをサーボ弁２２に接続する。電磁切換弁１２を切り換えて圧油を押側ポート１０ａに送油することによりピストン１０４が圧油によって押圧されてピストンロッド１０３が伸長し、また、サーボ弁で制御される圧油を押側ポート２０ａに送油することによりシリンダロッド１０３が伸長する。また、電磁切換弁１２からの圧油を引側ポート１０ｂに送油することによりピストン１０４が圧油によって引側に押圧されてピストンロッド１０３が短縮し、また、サーボ弁で制御される圧油を引側ポート２０ｂに送油することによりシリンダロッド１０３が短縮する。この油圧シリンダを図１で示す油圧シリンダの制御装置に適用した場合、ピストン２０３が押側ポート２０ａの圧油の受圧面積と引側ポート２０ｂの圧油の受圧面積とが異なるので、吐出量可変ポンプ制御手段３６と高速オンオフ弁制御手段３７は、第２圧力センサ２４ａで検知した押側ポート２０ａの圧力に押し受圧面積を掛けた値と、第３圧力センサ２４ｂで検知した圧力引側ポート２０ｂの圧力に引き受圧面積を掛けた値とが同じになるように吐出量可変ポンプ１３と高速オンオフ弁１４を制御する必要がある。 In the hydraulic cylinder configured as described above, the push-side port 10a and the pull-side port 10b are connected to the electromagnetic switching valve 12 that switches the pressure oil of the discharge amount variable pump 13, and the push-side port 20a and the pull-side port 20b are connected to the servo valve. 22 is connected. By switching the electromagnetic switching valve 12 and sending the pressure oil to the push port 10a, the piston 104 is pushed by the pressure oil and the piston rod 103 is extended, and the pressure oil controlled by the servo valve is sent to the push port 20a. By feeding oil, the cylinder rod 103 extends. Further, by sending the pressure oil from the electromagnetic switching valve 12 to the pulling side port 10b, the piston 104 is pressed to the pulling side by the pressure oil, the piston rod 103 is shortened, and the pressure oil controlled by the servo valve The cylinder rod 103 is shortened by feeding oil to the pull-side port 20b. When this hydraulic cylinder is applied to the hydraulic cylinder control device shown in FIG. 1, the piston 203 has a different pressure receiving area for the pressure oil in the push side port 20a and a pressure receiving area for the pressure oil in the pull side port 20b. The control means 36 and the high-speed on / off valve control means 37 are a value obtained by multiplying the pressure of the push port 20a detected by the second pressure sensor 24a by the pressure receiving area, and the pressure of the pressure pull side port 20b detected by the third pressure sensor 24b. It is necessary to control the discharge amount variable pump 13 and the high-speed on / off valve 14 so that the value obtained by multiplying the pressure receiving area by the same pressure is obtained.

以上、本発明の実施形態について詳述したが、本発明は、前記実施形態に限定されるものではない。また、本発明の特徴的な機能を損なわない限り、各構成要素は上記構成に限定されるものではない。 As mentioned above, although embodiment of this invention was explained in full detail, this invention is not limited to the said embodiment. Moreover, each component is not limited to the said structure, unless the characteristic function of this invention is impaired.

本発明に係る油圧シリンダの制御装置を材料負荷試験機に適用した実施形態を示す油圧回路図。The hydraulic circuit diagram which shows embodiment which applied the control apparatus of the hydraulic cylinder which concerns on this invention to the material load testing machine. 本実施形態のメインシリンダとサブシリンダを制御する制御装置のブロック構成図。The block block diagram of the control apparatus which controls the main cylinder and subcylinder of this embodiment. メインシリンダとサブシリンダの他の実施形態を示す断面側面図。The sectional side view showing other embodiments of a main cylinder and a sub cylinder. 従来の油圧シリンダの制御装置を示す油圧回路図。The hydraulic circuit diagram which shows the control apparatus of the conventional hydraulic cylinder. 従来の油圧シリンダの制御装置における油圧シリンダの作動状況を示す図。The figure which shows the operating condition of the hydraulic cylinder in the control apparatus of the conventional hydraulic cylinder.

符号の説明Explanation of symbols

１…作動板
２…荷重センサ（ロードセル）
３…取付体
４…変位計
５ａ…目標荷重設定手段、５ｂ…目標変位設定手段
７…タンク
１０…メインシリンダ
１０ａ…押側ポート
１０ｂ…引側ポート
１１…ピストンロッド
１２…電磁切換弁
１３…吐出量可変ポンプ、１３ａ…定量供給ポンプ
１４…高速オンオフ弁
１５…第１圧力センサ
１６ａ，１６ｂ，１７ａ…油路
１７ｃ…戻油路
１８ａ，１８ｂ…リリーフ弁
１９…チェックバルブ
２０…サブシリンダ
２０ａ…押側ポート、２０ｂ…引側ポート
２１…ピストンロッド
２２…サーボ弁
２３…油圧ポンプ
２４ａ…第２圧力センサ、２４ｂ…第３圧力センサ
２７ａ…第１電磁弁、２７ｂ…第２電磁弁
２８ａ，２８ｂ，２８ｃ，２８ｄ，…油路
３３…制御装置
３４…メインシリンダ制御手段
３５…サブシリンダ制御手段
３６…吐出量可変ポンプ制御手段
３７…高速オンオフ弁制御手段
３８…電磁切換弁制御手段
３９…電磁弁制御手段
４０…サーボ弁制御手段
４１…差分器
４２，４３…減算器
４４…制御選択スイッチ
１０１…シリンダ本体
１０２…シリンダ
１０３…ピストンロッド
１０４…ピストン
１０５…外部取付ネジ
２０１，２０２…開口
２０３…ピストン
２０４…ピストンロッド
２０５…ナット
２０６…蓋部材
２０７…通路 1 ... Operating plate 2 ... Load sensor (load cell)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 3 ... Attachment body 4 ... Displacement meter 5a ... Target load setting means 5b ... Target displacement setting means 7 ... Tank 10 ... Main cylinder 10a ... Push side port 10b ... Pull side port 11 ... Piston rod 12 ... Electromagnetic switching valve 13 ... Discharge amount Variable pump, 13a ... Quantity supply pump 14 ... High-speed on / off valve 15 ... First pressure sensors 16a, 16b, 17a ... Oil passage 17c ... Return oil passage 18a, 18b ... Relief valve 19 ... Check valve 20 ... Sub cylinder 20a ... Push side port , 20b ... pull side port 21 ... piston rod 22 ... servo valve 23 ... hydraulic pump 24a ... second pressure sensor, 24b ... third pressure sensor 27a ... first solenoid valve, 27b ... second solenoid valves 28a, 28b, 28c, 28d, ... oil passage 33 ... control device 34 ... main cylinder control means 35 ... sub cylinder control means 36 ... discharge amount variable pump control hand 37 ... High speed on / off valve control means 38 ... Electromagnetic switching valve control means 39 ... Electromagnetic valve control means 40 ... Servo valve control means 41 ... Subtractor 42, 43 ... Subtractor 44 ... Control selection switch 101 ... Cylinder body 102 ... Cylinder 103 ... Piston rod 104 ... Piston 105 ... External mounting screws 201, 202 ... Opening 203 ... Piston 204 ... Piston rod 205 ... Nut 206 ... Cover member 207 ... Passage

Claims

吐出量可変ポンプの吐出量により送油量が制御され、高速オンオフ弁により戻油量が制御されるメインシリンダと、サーボ弁により制御され、前記メインシリンダよりも出力荷重の小さいサブシリンダとからなる油圧シリンダの制御装置であって、
前記制御装置は、前記油圧シリンダの実際の出力値が目標値となるようにサーボ弁を制御し、前記吐出量可変ポンプの吐出量と前記高速オンオフ弁による戻油量を、前記サブシリンダに作用する負荷が減少するように制御することを特徴とする油圧シリンダの制御装置。 It consists of a main cylinder whose oil supply amount is controlled by the discharge amount of the variable discharge amount pump and whose return oil amount is controlled by a high-speed on / off valve, and a sub-cylinder controlled by a servo valve and having a smaller output load than the main cylinder. A control device for a hydraulic cylinder,
The control device controls a servo valve so that an actual output value of the hydraulic cylinder becomes a target value, and applies a discharge amount of the discharge amount variable pump and a return oil amount by the high-speed on / off valve to the sub cylinder. A control device for a hydraulic cylinder, wherein control is performed so that a load to be reduced is reduced.

前記サブシリンダに作用する負荷は、サブシリンダの押側ポートに設けた圧力センサと引側ポートに設けた圧力センサとにより検出することを特徴とする請求項１に記載の油圧シリンダの制御装置。 2. The hydraulic cylinder control device according to claim 1, wherein the load acting on the sub-cylinder is detected by a pressure sensor provided at a push-side port of the sub-cylinder and a pressure sensor provided at a pull-side port.

前記吐出量可変ポンプはインバータ駆動油圧ポンプであることを特徴とする請求項１又は２に記載の油圧シリンダの制御装置。 3. The hydraulic cylinder control device according to claim 1, wherein the discharge amount variable pump is an inverter driven hydraulic pump.

前記高速オンオフ弁はパルス幅制御により開閉制御されていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の油圧シリンダの制御装置。 The hydraulic cylinder control device according to any one of claims 1 to 3, wherein the high-speed on / off valve is controlled to be opened and closed by pulse width control.

前記メインシリンダと前記サブシリンダとは一体に構成されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれかに記載の油圧シリンダの制御装置。 The hydraulic cylinder control device according to any one of claims 1 to 4, wherein the main cylinder and the sub cylinder are integrally formed.

前記サブシリンダは、前記メインシリンダのピストンロッドに形成されていることを特徴とする請求項５に記載の油圧シリンダの制御装置。 6. The hydraulic cylinder control device according to claim 5, wherein the sub-cylinder is formed on a piston rod of the main cylinder.