JP2546238Y2 - Simulated load device - Google Patents
Simulated load deviceInfo
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Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】本考案は油圧駆動システムの事前
検証に用いられる模擬負荷装置に関する。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a simulated load device used for preliminary verification of a hydraulic drive system.
【０００２】[0002]
【従来の技術】油圧駆動システムは他の駆動装置に比べ
てパワー密度が高いので、大形機械の駆動装置として広
く用いられている。そして、油圧駆動システムが大き
く、かつ、複雑になるのに伴って油圧駆動システムの開
発期間の短縮及びトラブルの撲滅のため油圧駆動システ
ムの事前検証が不可欠となって来た。2. Description of the Related Art Hydraulic drive systems are widely used as drives for large machines because of their higher power density than other drives. As hydraulic drive systems become larger and more complex, prior verification of the hydraulic drive system has become indispensable for shortening the development period of the hydraulic drive system and eliminating troubles.
【０００３】従来、油圧駆動システムの事前検証設備の
１例が図３に示されている。図３において、１は油圧ポ
ンプ、２はドレンタンク、３は油圧シリンダ、７はサー
ボ弁で、サーボ増巾器６から出力される駆動電流ｉに基
づいて油圧シリンダ３に給排される油量と油の方向をコ
ントロールする。油圧シリンダ３のピストンロッド４の
変位を検出する変位計８から出力された変位信号ｙは加
算器５に入力され、加算器５は指令信号ｒと変位信号ｙ
との偏差を算出してこれをサーボ増巾器６に出力する。[0003] Conventionally, an example of a pre-verification facility for a hydraulic drive system is shown in FIG. In FIG. 3, 1 is a hydraulic pump, 2 is a drain tank, 3 is a hydraulic cylinder, 7 is a servo valve, and an amount of oil supplied to and discharged from the hydraulic cylinder 3 based on a drive current i output from a servo amplifier 6. And control the direction of oil. The displacement signal y output from the displacement meter 8 for detecting the displacement of the piston rod 4 of the hydraulic cylinder 3 is input to an adder 5, which outputs a command signal r and a displacement signal y.
And outputs the result to the servo amplifier 6.
【０００４】ピストンロッド４は指令信号ｒに追従して
動くが、ピストンロッド４に掛かる負荷の大きさにより
動き方が異なってくる。従って、油圧シリンダ３を被駆
動機械に組み付けたときに油圧シリンダ３に掛かる実際
の負荷と同じ負荷力を与えるために慣性質量Ｍ、バネ9a
及びダッシュポット9bからなる負荷装置９を設置してい
た。なお、この負荷装置９によって与えられる負荷力Ｆ
m は次の(1) 式で示すように慣性負荷、粘性負荷及びバ
ネ負荷の和となる。[0004] The piston rod 4 moves following the command signal r, but the manner of movement differs depending on the magnitude of the load applied to the piston rod 4. Therefore, when the hydraulic cylinder 3 is assembled to the driven machine, the inertia mass M and the spring 9a are applied to give the same load force as the actual load applied to the hydraulic cylinder 3
And a load device 9 comprising a dashpot 9b. The load force F applied by the load device 9
m is the sum of the inertial load, the viscous load, and the spring load as shown in the following equation (1).
【数１】 ここで、 Ｍ；油圧駆動システムを被駆動機械に組み付けたときの
可動部の慣性質量 Ｂ；油圧駆動システムを被駆動機械に組み付けたときの
可動部の粘性抵抗係数 Ｋ；油圧駆動システムを被駆動機械に組み付けたときの
バネ定数(Equation 1) Here, M: the inertial mass of the movable part when the hydraulic drive system is assembled to the driven machine B: the viscous drag coefficient of the movable part when the hydraulic drive system is assembled to the driven machine K: the hydraulic drive system is driven Spring constant when assembled to machine
【０００５】[0005]
【考案が解決しようとする課題】被駆動機械が大きくな
るのに従い油圧駆動システムも大きくなり、その事前検
証に用いられる負荷装置９も大形になるので、試験用ス
ペース及び費用等が嵩むのみならずこの負荷装置９は油
圧駆動システムの事前検証が終われば他に流用できない
ため廃棄せざるを得ないという問題があった。As the size of the driven machine increases, the size of the hydraulic drive system also increases, and the load device 9 used for pre-verification also increases in size. First, there is a problem that the load device 9 cannot be diverted to another device after the preliminary verification of the hydraulic drive system has been completed, so that the load device 9 must be discarded.
【０００６】[0006]
【課題を解決するための手段】本考案は上記課題を解決
するために提案されたものであって、その要旨とすると
ころは、油圧アクチュエータと、この油圧アクチュエ−
タへの油の給排を司掌するサーボ弁と、上記油圧アクチ
ュエ−タの変位と指令信号との偏差に基づいて上記サー
ボ弁への駆動電流を出力するサーボ増巾器とからなる油
圧駆動システムと、上記油圧アクチュエータに荷重計を
介して連動連結された負荷用アクチュエータと、この負
荷用アクチュエータへの油の給排を司掌する負荷用サー
ボ弁と、上記駆動電流を演算回路に入力することによっ
てモデル式に基づいて算出され、上記油圧駆動システム
を被駆動機械に組み付けたときに上記油圧アクチュエー
タに掛かる模擬負荷と上記荷重計によって検出された負
荷との偏差に所定の係数を乗ずることによって得られた
フィードバック信号と、上記駆動電流に所定の係数を乗
ずることによって得られたフィードフォーワード信号と
を加算することによって得られた制御信号に基づいて上
記負荷用サーボ弁への駆動電流を出力する負荷用サーボ
増巾器とを備えていることを特徴とする模擬負荷装置に
ある。SUMMARY OF THE INVENTION The present invention has been proposed to solve the above-mentioned problems, and its gist is to provide a hydraulic actuator and a hydraulic actuator.
Hydraulic drive, comprising: a servo valve that is in charge of supplying and discharging oil to and from a servo amplifier; and a servo amplifier that outputs a drive current to the servo valve based on a deviation between the displacement of the hydraulic actuator and a command signal. A system, a load actuator operatively connected to the hydraulic actuator via a load meter, a load servo valve for supplying and discharging oil to and from the load actuator, and inputting the drive current to an arithmetic circuit. By calculating based on the model formula, by multiplying the deviation between the simulated load applied to the hydraulic actuator when the hydraulic drive system is assembled to the driven machine and the load detected by the load meter by a predetermined coefficient. Adding the obtained feedback signal and the feedforward signal obtained by multiplying the drive current by a predetermined coefficient. In simulated load device, characterized in that it comprises a load servo increase width for outputting a driving current to the load for the servo valve based on the obtained control signal I.
【０００７】[0007]
【作用】本考案においては、上記構成を具えているた
め、負荷用サーボ増巾器からフィードバック信号とフィ
ードフォーワード信号とを加算することによって得られ
た制御信号に基づいて出力される駆動電流を負荷用サー
ボ弁に出力し、この負荷用サーボ弁によって負荷用アク
チュエータへの油の給排を司掌すると、この負荷用アク
チュエータは油圧駆動システムを被駆動機械に組み付け
たときに油圧アクチュエ−タに掛かる負荷に近似した模
擬負荷を油圧アクチュエータに与える。According to the present invention, the drive current output from the load servo amplifier based on the control signal obtained by adding the feedback signal and the feedforward signal is provided. When the output to the load servo valve is performed and the supply and discharge of oil to and from the load actuator are controlled by the load servo valve, the load actuator is connected to the hydraulic actuator when the hydraulic drive system is assembled to the driven machine. A simulated load similar to the applied load is applied to the hydraulic actuator.
【０００８】[0008]
【実施例】図１に本考案の１実施例が示されている。図
１において、１は油圧ポンプ、２はドレンタンク、３は
油圧シリンダ、４はピストンロッド、５は加算器、６は
サーボ増巾器、７はサーボ弁、８は変位計で、以上は図
３に示す従来のものと同様であり、これらによって油圧
駆動システムＡを構成している。13は負荷用シリンダ
で、そのピストンロッド14は油圧シリンダ３のピストン
ロッド４と連動連結され、これらの間に伝達される負荷
は荷重計10によって検出される。17は負荷用シリンダ13
に給排される圧油の量及び方向を制御するための負荷用
サーボ弁である。16は負荷用サーボ弁17に駆動電流ｉe
出力する負荷用サーボ増巾器である。FIG. 1 shows an embodiment of the present invention. In FIG. 1, 1 is a hydraulic pump, 2 is a drain tank, 3 is a hydraulic cylinder, 4 is a piston rod, 5 is an adder, 6 is a servo amplifier, 7 is a servo valve, and 8 is a displacement gauge. 3 and a hydraulic drive system A is constituted by these components. A load cylinder 13 has a piston rod 14 interlocked with the piston rod 4 of the hydraulic cylinder 3, and the load transmitted between them is detected by the load meter 10. 17 is the load cylinder 13
This is a load servo valve for controlling the amount and direction of pressure oil supplied to and discharged from the motor. 16 is the drive current i e for the load servo valve 17
This is a load servo amplifier for output.
【０００９】サーボ増巾器６から出力される駆動電流ｉ
は係数器19に入力され、ここで、次の(2) 式によりフィ
ードフォーワード信号Ｅf が算出される。Drive current i output from servo amplifier 6
Is input to the coefficient unit 19, where the feedforward signal Ef is calculated by the following equation (2).
【数２】 ここで、 ＫAL；負荷用サーボ増巾器16のゲイン ＫQ ；サーボ弁７の流量ゲイン ＫQL；負荷用サーボ弁17の流量ゲイン Ａc ；油圧シリンダ３の有効受圧面積 ＡcL；負荷用シリンダ13の有効受圧面積 なお、この(2) 式は油圧シリンダ３のピストンロッド４
の変位ｙ4 ( ＝ｉ・ＫQ ／ＡC ) と負荷用シリンダ13の
ピストンロッド14の変位ｙ14（＝Ｅf ・ＫQl・ＫAL／Ａ
CL) を等しいと置くことによって得られる。(Equation 2) Here, K AL; gain K Q of the load servo increase width 16; the servo valve 7 flow gain K QL; load servo valve 17 flow gain A c; effective pressure receiving area of the hydraulic cylinder 3 A cL; for load The effective pressure receiving area of the cylinder 13 Note that this equation (2) is equivalent to the piston rod 4 of the hydraulic cylinder 3
Displacement y 4 (= i · K Q / A C) and the displacement y 14 of the piston rod 14 of the load cylinder 13 (= E f · K Ql · K AL / A
CL ) is equal.
【００１０】一方、駆動電流ｉは演算回路11に入力さ
れ、ここで次の式(3) 、(4) 、(5) 、(6) 、(7) に示す
モデル式に基づいて油圧駆動システムを被駆動機械に組
み付けたときにピストンロッド４に作用すると予測され
る模擬負荷Ｆm が算出される。On the other hand, the drive current i is input to the arithmetic circuit 11, where the drive current i is calculated based on the model equations shown in the following equations (3), (4), (5), (6) and (7). the simulated load F m which is expected to act on the piston rod 4 when assembled to the driven machine is calculated.
【数３】 (Equation 3)
【数４】 (Equation 4)
【数５】 (Equation 5)
【数６】 (Equation 6)
【数７】 ここで Ｔs ；サーボ弁７の時定数 Ｘs ；サーボ弁７のスプールの変位 ＱL ；サーボ弁７に供給される油の流量 ＫQ ；サーボ弁７の流量ゲイン sgn(Ｘs ) ；Ｘs ＞０のとき＋１、Ｘs ＜０のとき−１
となる係数 Ｐl ；油圧シリンダ３のピストンロッド４の両側に作用
する油圧の差圧 Ｐs ；油圧シリンダ３に導入される油の供給圧 Ｋ ；油の体積弾性係数 Ｖ ；油圧シリンダ３の油が導入される室の容積 Ａc ；油圧シリンダ３の有効受圧面積 ｙ ；油圧シリンダ３のピストンロッド４の変位 Ｍ ；油圧駆動システムを被駆動機械に組み付けたとき
にピストンロッド４と一緒に動く可動部の慣性質量 Ｂ ；上記可動部の粘性抵抗係数 Ｋ ；上記可動部のバネ定数 Ｄ ；外乱(Equation 7) Here T s; displacement of the spool of the servo valve 7 Q L;; the oil supplied to the servo valve 7 flow K Q; flow gain sgn of the servo valve 7 (X s); constant X s time of the servo valve 7 X +1 when s > 0, -1 when X s <0
Coefficient Pl ; differential pressure of hydraulic pressure acting on both sides of piston rod 4 of hydraulic cylinder 3 Ps ; supply pressure of oil introduced into hydraulic cylinder 3 K; bulk modulus of oil V; oil of hydraulic cylinder 3 movable moving the hydraulic drive system with the piston rod 4 when assembled to the driven machine; but the volume of the introduced chamber a c; displacement M of the hydraulic cylinder 3 piston rod 4; effective pressure receiving area of the hydraulic cylinder 3 y Inertia mass of part B; viscous drag coefficient of the movable part K; spring constant of the movable part D; disturbance
【００１１】算出された負荷Ｆm は加算器12に入力さ
れ、ここで荷重計10によって検出された負荷Ｆとの偏差
が算出される。この偏差は係数器20に入力され、ここで
次の（8)式によりフィードバック信号Ｅb が算出され
る。The calculated load Fm is input to an adder 12, where a deviation from the load F detected by the load meter 10 is calculated. This deviation is input to the coefficient unit 20, where the feedback signal Eb is calculated by the following equation (8).
【数８】 ここで、ＫPBはフィードバックゲインである。(Equation 8) Here, K PB is a feedback gain.
【００１２】このフィードバック信号Ｅb 及びフィード
フォーワード信号Ｅf は加算器15で次の(9) 式により加
算することにより制御信号ＥL が算出される。The control signal EL is calculated by adding the feedback signal Eb and the feedforward signal Ef in the adder 15 according to the following equation (9).
【数９】 この制御信号ＥL を負荷用サーボ増巾器16で増巾するこ
とにより得られた駆動電流ｉL が負荷用サーボ弁17に供
給され、そのスプールを変位させることにより負荷用シ
リンダ13に供給される圧油の量及び方向を制御する。(Equation 9) The control signal E L the load servo increase width 16 drive current i L obtained by increasing the width in is supplied to the load servo valve 17, it is supplied to the load cylinder 13 by displacing the spool Control the amount and direction of pressure oil.
【００１３】図２には実証試験の結果が示され、指令信
号ｒと油圧シリンダ３のピストンの変位ｙ及び模擬負荷
Ｆm 並びに計測負荷Ｆがほぼ同じ波形となり、計測負荷
Ｆが模擬負荷Ｆm と精度良く模擬していることが判る。FIG. 2 shows the results of the verification test. The command signal r, the displacement y of the piston of the hydraulic cylinder 3, the simulated load Fm , and the measured load F have substantially the same waveform, and the measured load F is the simulated load Fm. It turns out that it is simulating with high accuracy.
【００１４】[0014]
【考案の効果】本考案においては、負荷用アクチュエー
タは油圧駆動システムを被駆動機械に組み付けたときに
油圧シリンダに掛かる負荷を精度よく模擬した模擬負荷
を油圧アクチュエータに与えることができる。かくし
て、供試油圧駆動システムが変わってもモデル式を変更
するのみで対応できるので、油圧駆動システムの事前検
証のために従来のようにその都度供試システムに対応し
て大形で高価な負荷装置を製作する必要がなくなる。こ
の結果、供試システムの開発期間を短縮することができ
るのみならず省資源、費用低減に資することが可能とな
る。According to the present invention, the load actuator can apply to the hydraulic actuator a simulated load that accurately simulates the load applied to the hydraulic cylinder when the hydraulic drive system is assembled to the driven machine. Thus, even if the test hydraulic drive system changes, it can be dealt with only by changing the model formula, so for the preliminary verification of the hydraulic drive system, large and expensive There is no need to build the device. As a result, not only can the development period of the test system be shortened, but also resources can be saved and costs can be reduced.
【図１】本考案の１実施例を示す系統図である。FIG. 1 is a system diagram showing one embodiment of the present invention.
【図２】上記実施例による実証試験の結果を示す線図で
ある。FIG. 2 is a diagram showing the results of a verification test according to the above example.
【図３】従来の事前検証設備を示す系統図である。FIG. 3 is a system diagram showing a conventional pre-verification facility.
Ａ 油圧駆動システム ３ 油圧アクチュエータ ｙ 変位 ｒ 指令信号 ６ サーボ増巾器 ７ サーボ弁 ｉ 駆動電流 13 負荷用アクチュエータ 17 負荷用サーボ弁 16 負荷用サーボ増巾器 ｉL 駆動電流 Ｅf フィードフォーワード信号 Ｅb フィードバック信号 ＥL 制御信号 10 荷重計 Ｆ 計測負荷 Ｆm 模擬負荷 11 演算回路 12、15 加算器 19、20 係数器A Hydraulic drive system 3 Hydraulic actuator y Displacement r Command signal 6 Servo amplifier 7 Servo valve i Drive current 13 Load actuator 17 Load servo valve 16 Load servo amplifier i L drive current E f Feed forward signal E b Feedback signal EL Control signal 10 Load cell F Measurement load F m Simulated load 11 Operation circuit 12, 15 Adder 19, 20 Coefficient unit
Claims (1)
ュエ−タへの油の給排を司掌するサーボ弁と、上記油圧
アクチュエ−タの変位と指令信号との偏差に基づいて上
記サーボ弁への駆動電流を出力するサーボ増巾器とから
なる油圧駆動システムと、上記油圧アクチュエータに荷
重計を介して連動連結された負荷用アクチュエータと、
この負荷用アクチュエータへの油の給排を司掌する負荷
用サーボ弁と、上記駆動電流を演算回路に入力すること
によってモデル式に基づいて算出され、上記油圧駆動シ
ステムを被駆動機械に組み付けたときに上記油圧アクチ
ュエータに掛かる模擬負荷と上記荷重計によって検出さ
れた負荷との偏差に所定の係数を乗ずることによって得
られたフィードバック信号と、上記駆動電流に所定の係
数を乗ずることによって得られたフィードフォーワード
信号とを加算することによって得られた制御信号に基づ
いて上記負荷用サーボ弁への駆動電流を出力する負荷用
サーボ増巾器とを備えていることを特徴とする模擬負荷
装置。1. A hydraulic actuator, a servo valve for controlling the supply and discharge of oil to and from the hydraulic actuator, and a drive to the servo valve based on a deviation between a displacement of the hydraulic actuator and a command signal. A hydraulic drive system including a servo amplifier that outputs a current, and a load actuator that is operatively connected to the hydraulic actuator via a load meter;
The servo valve for load, which controls supply and discharge of oil to and from the load actuator, and the drive current are calculated based on a model formula by inputting the drive current to an arithmetic circuit, and the hydraulic drive system is assembled to a driven machine. Sometimes a feedback signal obtained by multiplying a deviation between the simulated load applied to the hydraulic actuator and the load detected by the load meter by a predetermined coefficient, and a feedback signal obtained by multiplying the driving current by a predetermined coefficient. A load servo amplifier for outputting a drive current to the load servo valve based on a control signal obtained by adding the feed forward signal to the load servo signal;
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10147491U JP2546238Y2 (en) | 1991-11-13 | 1991-11-13 | Simulated load device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10147491U JP2546238Y2 (en) | 1991-11-13 | 1991-11-13 | Simulated load device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0543203U JPH0543203U (en) | 1993-06-11 |
| JP2546238Y2 true JP2546238Y2 (en) | 1997-08-27 |
Family
ID=14301734
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP10147491U Expired - Lifetime JP2546238Y2 (en) | 1991-11-13 | 1991-11-13 | Simulated load device |
Country Status (1)
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| JP (1) | JP2546238Y2 (en) |
Families Citing this family (3)
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|---|---|---|---|---|
| JP4619988B2 (en) * | 2006-05-12 | 2011-01-26 | 三菱電機株式会社 | Operation verification system and drive motor controller |
| JP5197221B2 (en) * | 2008-08-07 | 2013-05-15 | カヤバ工業株式会社 | Fluid pressure actuator testing equipment |
| JP7309545B2 (en) * | 2019-09-13 | 2023-07-18 | ナブテスコ株式会社 | Actuator test equipment |
-
1991
- 1991-11-13 JP JP10147491U patent/JP2546238Y2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0543203U (en) | 1993-06-11 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
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