JP4194868B2

JP4194868B2 - Hydraulic control system

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Publication number: JP4194868B2
Application number: JP2003092844A
Authority: JP
Inventors: 訓一兵藤; 和幸木原
Original assignee: Tokyo Keiki Inc
Current assignee: Tokyo Keiki Inc
Priority date: 2003-03-28
Filing date: 2003-03-28
Publication date: 2008-12-10
Anticipated expiration: 2023-03-28
Also published as: JP2004301189A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、位置制御と速度制御と力制御とを選択的に行う液圧制御システムに関し、詳しくは、電気液圧式絞り切換弁を用いて高精度な位置制御を行う液圧制御システムに関する。
ここで、液圧制御システムの典型例には油圧システムが挙げられ、電気液圧式絞り切換弁にはサーボ弁や比例電磁式方向制御弁が挙げられる。このような液圧制御システムの好適な応用例には、精密プレス等が挙げられる。
液圧アクチュエータに係る制御には、液圧アクチュエータの作動部材の作動状態を直接的に制御するものだけでなく、間接的に制御するものも該当する。例えば、位置制御には、液圧アクチュエータの作動部材の位置を直接制御する手法だけでなく、それと連動する応用目的部材の位置を制御する間接的な手法も含まれる。速度制御には、作動部材の速度を直接制御する手法だけでなく、圧液の流量制御など間接的な手法も含まれる。力制御にも、直接的な推力制御やトルク制御だけでなく、間接的な圧液の圧力制御も含まれる。
【０００２】
【従来の技術】
図５（ａ）に油圧回路および電気回路を記号図で示した油圧システム（液圧制御システム）は、サーボバルブを用いて精密位置決めを行う従来システムの典型例であり、油圧回路部に、ポンプユニット１０とサーボバルブ２０（サーボ弁、電気液圧式絞り切換弁）と油圧シリンダ３０（液圧アクチュエータ）とが設けられ、電気回路部に、下位コントローラ４０（電子制御装置）と上位コントローラ５０とが設けられている。ポンプユニット１０には、電動モータ１１（電動機）及び油圧ポンプ１２（液圧ポンプ）に加えて、アキュムレータ１６（蓄圧器）と、リリーフ弁１３や，電磁弁１４，チェック弁１５，圧力スイッチ１７（蓄圧制御手段）も、設けられている。
【０００３】
電動モータ１１（電動機）は、定速回転のインダクションモータ等からなり、油圧ポンプ１２に連結されてその回転駆動を行うようになっている。
油圧ポンプ１２（液圧ポンプ）は、固定容量のピストンポンプやベーンポンプからなり、油圧シリンダ３０の油圧駆動（液圧駆動）を行うために、定速回転で駆動されて常時ほぼ一定流量の圧油を吐出するものである。その吐出ライン（液圧ライン）は、チェック弁１５とサーボバルブ２０とを経て、油圧シリンダ３０まで延びている。
【０００４】
その油圧ポンプ１２の吐出ラインに対して、チェック弁１５介挿位置とサーボバルブ２０介挿位置との間で、アキュムレータ１６が連通接続されており、これによって、逆流を阻止しながら多量の圧油を蓄えるようになっている。
また、チェック弁１５の上流側にリリーフ弁１３を接続して異常な高圧の圧油を逃がすとともに、アキュムレータ１６の圧力変化を圧力スイッチ１７にて検出し、これが所定の設定圧力たとえば２０ＭＰａを上回ると電磁弁１４をパイロット動作させてリリーフ弁１３をアンロード状態にする一方、アキュムレータ１６の圧力が設定圧を下回るとリリーフ弁１３をロード状態にすることで、サーボバルブ２０に送給される圧油の圧力Ｐを一定圧力に保つようにもなっている。
【０００５】
サーボバルブ２０（電気液圧式絞り切換弁）は、油圧シリンダ３０に送給される圧油の流量Ｑを加減・調節するために、油圧ポンプ１２から出て油圧シリンダ３０に至る吐出ラインに対し、チェック弁１５やアキュムレータ１６の下流側で、介挿接続されている。サーボバルブ２０は、下位コントローラ４０から電気信号で与えられた絞り指令Ｉｓに従って、油路の絞り量（流路の開度）を連続的に変化させることで流量Ｑの加減・調節を精度良く行うものである。図示のサーボバルブ２０は、方向制御も同時かつ連続的に行えるものであり、流量Ｑを前進後退何れの方向にも例えば０〜２００Ｌ／ｍｉｎの範囲で制御可能である。
【０００６】
油圧シリンダ３０（液圧アクチュエータ）は、例えば進退可能なロッド（作動部材）でプレス装置の可動型（連動する応用目的部材）を押圧駆動するものであり、これには、ロッドや可動型の位置または変位を検出して電気信号の位置検出値Ｄｆを生成し出力する位置センサ３１（位置検出手段）と、ロッドや可動型の移動速度を検出して電気信号の速度検出値Ｖｆを生成し出力する速度センサ３２（速度検出手段）とが、付設されている。油圧シリンダ３０の駆動圧力を検出するために、圧力計２１（圧力検出手段）が、油圧ポンプ１２から出て油圧シリンダ３０に至る吐出ラインに対し、油圧シリンダ３０とサーボバルブ２０との間で連通接続されている。圧力計２１は、圧力検出値Ｐｆを電気信号にして下位コントローラ４０に送出するようになっている。速度検出値Ｖｆ，位置検出値Ｄｆも、下位コントローラ４０に送出されるようになっている。
【０００７】
下位コントローラ４０（電子制御装置）は、プログラマブルなシーケンサやマイクロプロセッサシステム等にて、あるいは専用のハードワイヤードサーキット等にて具体化されるが、何れにしても、油圧シリンダ３０に係る位置制御と速度制御と力制御とを選択的に行うために、上述した位置検出値Ｄｆ，速度検出値Ｖｆ，圧力検出値Ｐｆを入力するとともに、上位コントローラ５０から、位置指令Ｄｓ，速度指令Ｖｓ，圧力指令Ｐｓ，及び選択指令Ｓｓを入力するようになっている。
【０００８】
また、下位コントローラ４０は、選択ルーチン又はスイッチ回路等からなる選択部４１と、オペアンプ（演算増幅器）やパワーアンプ（電力増幅回路）等からなる演算部４２とを具えている。選択部４１は、選択指令Ｓｓに従って、位置制御時には位置指令Ｄｓと位置検出値Ｄｆとの対を選択し、速度制御時には速度指令Ｖｓと速度検出値Ｖｆとの対を選択し、力制御時には圧力指令Ｐｓと圧力検出値Ｐｆとの対を選択する。演算部４２は、選択された指令と検出値との差がゼロになるような絞り指令Ｉｓを生成してサーボバルブ２０に送出する。これにより、この下位コントローラ４０は、位置制御に加えて、速度制御と力制御も、サーボバルブ２０の絞り量の可変制御にて遂行するものとなっている。
【０００９】
上位コントローラ５０は、下位コントローラ４０とは別のシーケンサやコンピュータシステム等にて具体化されるが、図示した下位コントローラ４０と通信可能に接続されてその手順制御を行うだけでなく、大抵、図示しない他の下位コントローラとも通信可能に接続されて、例えばプレス装置全体の制御やそれに連結された製造ラインの制御なども行うようになっている。
【００１０】
このような油圧システムで、速度制御と圧力制御と位置制御とをこの順に切換ながら油圧シリンダ３０に前進動作を行わせたときの典型的な動作状態を、図５（ｂ）〜（ｄ）のタイムチャートを参照して、説明する。ここでは、簡明化のため、具体的な値は異なるとしても速度指令Ｖｓも圧力指令Ｐｓも位置指令Ｄｓも一定とする。
この場合、サーボバルブ２０の上流の圧力Ｐは指令値に拘わらず圧力スイッチ１７の設定に対応して常時一定の２０ＭＰａになるが（図５（ｂ）参照）、下流の圧力検出値Ｐｆや，サーボバルブ２０から油圧シリンダ３０へ送給される流量Ｑは、制御の選択状態と該当する指令値とに応じて変化する（図５（ｂ），（ｃ）参照）。
【００１１】
すなわち、最初の速度制御時には（時刻ｔ１〜時刻ｔ２）、速度検出値Ｖｆが速度指令Ｖｓに追従するようにサーボバルブ２０の絞り量が可変制御され、速度指令Ｖｓが一定なので、油圧シリンダ３０のロッド前進速度も立ち上がりは別としてほぼ一定になる。これに対応して、流量Ｑも概ね一定になる（図５（ｃ）参照）。圧力検出値Ｐｆは、負荷の慣性や摩擦抵抗の変動などに応じて多少上下するが、圧力Ｐより可成り低いところ例えば１０ＭＰａ辺りを推移し続ける（図５（ｂ）参照）。そして、負荷圧が上がるところまで進行すると、制御状態が速度制御から力制御に切り替えられる（時刻ｔ２）。
【００１２】
次の力制御時には（時刻ｔ２〜時刻ｔ３）、圧力検出値Ｐｆが圧力指令Ｐｓに追従するようにサーボバルブ２０の絞り量が可変制御されることになるが、圧力指令Ｐｓは圧力Ｐに近い一定値なので、圧力検出値Ｐｆは負荷の圧縮反力によって急上昇する（図５（ｂ）参照）。流量Ｑは、負荷の圧縮増大によって急速に絞られる（図５（ｃ）参照）。そして、目標位置まで進行すると、あるいは目標位置の直前まで進行すると、制御状態が力制御から位置制御に切り替えられる（時刻ｔ３）。
【００１３】
最後の位置制御時には（時刻ｔ３以降）、位置検出値Ｄｆが位置指令Ｄｓに追従するようにサーボバルブ２０の絞り量が可変制御されることになるが、目標位置を越えて前進したときには戻すように方向制御も行われるので、流量Ｑは、微少域で脈動してから、ゼロになる（図５（ｃ）参照）。圧力検出値Ｐｆは、負荷の圧縮反力や膨張力によって、圧力Ｐに近いところを推移する（図５（ｂ）参照）。そして、所定の加圧時間を経過した後、後退動作が行われる。
【００１４】
こうして、この油圧システムでは、速やかな作動に加えて強力で正確な位置決めもなされるが、サーボバルブ２０に供給される圧力Ｐがほぼ一定なので、サーボバルブ２０及びその下流の油圧シリンダ３０等にて消費されるエネルギーＥ（＝Ｐ×Ｑ）は、流量Ｑの変動波形とほぼ相似形になる（図５（ｄ）参照）。これは、応用目的に消費された有効なエネルギー（概ねＰｆ×Ｑ）より、可成り多い。また、図示は割愛したが、アンロード状態のリリーフ弁１３でも圧油を逃がすのにエネルギーが消費され、油圧ポンプ１２でも機械損失等のためエネルギーが消費される。
【００１５】
このように、従来の油圧システムでは、固定容量の油圧ポンプ１２が定速回転の電動モータ１１にて駆動され、位置制御ばかりか速度制御と力制御もサーボバルブ２０の絞り量の可変制御にて遂行される。また、サーボバルブ２０の上流側圧力が一定にされ、下流側圧力との差を一定にする制御は行われていない。さらに、油圧ポンプ１２から油圧シリンダ３０への圧油供給は総てサーボバルブ２０を介して行われるようになっている。
なお、このようなサーボ弁を使用した油圧システムの他、油圧装置で位置制御を行うに際してサーボ弁の使用を回避したものや（例えば特許文献１参照）、電動機にサーボモータを採用しその回転速度制御にて速度制御と力制御とを遂行するものも（例えば特許文献２参照）、知られている。
【００１６】
【特許文献１】
特開２０００−３２９１０４号公報（第１−２頁）
【特許文献２】
特開２００１−１７８１６５号公報（第１頁）
【００１７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、サーボ弁を使用した場合、特許文献１の第２頁にも記載のように機器が高価なうえエネルギー消費が多いという不満は有るが、高精度の位置制御には依然としてサーボ弁が欠かせない。
一方、特許文献２記載のように速度制御と力制御とを電動機の回転速度制御にて遂行するものは、エネルギー損失が少なくなっているが、高精度な位置決めまで考慮されている訳ではない。
【００１８】
そこで、高精度な位置決めと消費エネルギーの削減とを同時に達成すべく、サーボ弁を使用して位置決めを行うシステムに、電動機の回転速度制御にて速度制御と力制御とを行う手法を、組み合わせることが、想起される。
しかしながら、それだけでは、速度制御時と力制御時の消費エネルギーが削減されるにすぎず、位置制御時の消費エネルギーまで削減される訳ではない。そのため、消費エネルギーの削減を位置制御時にも広げるには一層の工夫が必要となる。
【００１９】
さらに、その具体化に際して既存の部材を利用することによりコストアップを抑制することも課題となる。
この発明は、このような課題を解決するためになされたものであり、速度制御と力制御と高精度な位置制御の総てで消費エネルギーが少ない液圧制御システムを安価に実現することを目的とする。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
このような課題を解決するために発明された第１乃至第３の解決手段について、その構成および作用効果を以下に説明する。
【００２１】
［第１の解決手段］
第１の解決手段の液圧制御システムは、出願当初の請求項１に記載の如く、液圧アクチュエータの液圧駆動を行う液圧ポンプと、この液圧ポンプの回転駆動を行う電動機と、前記液圧ポンプから前記液圧アクチュエータに至る液圧ラインに介挿して設けられた電気液圧式絞り切換弁と、前記液圧アクチュエータに係る位置制御と速度制御と力制御とを選択的に行うものであって前記電気液圧式絞り切換弁の絞り量の可変制御にて前記位置制御を遂行する電子制御装置とを備えた液圧制御システムにおいて、前記液圧ポンプから前記電気液圧式絞り切換弁に供給される第１液圧および前記電気液圧式絞り切換弁から前記液圧アクチュエータに供給される第２液圧を検出する圧力検出手段が設けられ、前記電動機が回転速度を可変しうるものであり、前記電子制御装置が、前記速度制御および前記力制御の遂行を前記電動機の回転速度の可変制御にて行い、且つ、前記位置制御の遂行時に、前記電気液圧式絞り切換弁の絞り量の可変制御に加えて、前記第１液圧と前記第２液圧との差を一定にする制御を前記電動機の回転速度の可変制御にて行うようになっている、というものである。
【００２２】
このような第１の解決手段の液圧制御システムにあっては、サーボ弁等の電気液圧式絞り切換弁を使用して位置制御が行われるので、位置決めが高精度になされる。また、速度制御と力制御とが電動機の回転速度制御にて行われるので、それら制御時の消費エネルギーが削減される。さらに、位置制御時に第１，第２液圧の差すなわち電気液圧式絞り切換弁の上流側圧力と下流側圧力との差が一定に制御されるので、差が開く場合に比べて電気液圧式絞り切換弁でのエネルギー消費が削減されるとともに、高精度な位置決めに必要な電気液圧式絞り切換弁の動作特性は損なわれることなく維持される。
【００２３】
しかも、そのような差圧の制御が、速度制御および力制御の省エネ化のために導入された電動機回転速度制御を利用して行われるので、高価な部材の積み増しが回避されて、コストアップが抑制される。
したがって、この発明によれば、速度制御と力制御と高精度な位置制御の総てで消費エネルギーが少ない液圧制御システムを安価に実現することができる。
【００２４】
［第２の解決手段］
第２の解決手段の液圧制御システムは、出願当初の請求項２に記載の如く、上記の第１の解決手段の液圧制御システムであって、前記液圧ポンプが可変容量形ポンプであり、前記電子制御装置が前記位置制御の遂行時に又は前記位置制御および前記力制御の遂行時に前記液圧ポンプの容量を小さくする制御を行うようになっている、というものである。
【００２５】
このような第２の解決手段の液圧制御システムにあっては、一般に吐出流量が少なくて済む位置制御時や力制御時に液圧ポンプの容量が小さくされる。
これにより、容量を変えないときに比べて、液圧ポンプの駆動トルクが小さくなり、これに伴って電動機の出力トルクが小さくなり、さらに電動機の駆動に必要な電流が小さくなり、その結果、電動機での消費電力が削減される。また、一般に機械効率の良くない高トルク低速回転状態から脱するので、電動機ばかりか液圧ポンプでのエネルギー損失も削減される。
したがって、この発明によれば、速度制御と力制御と高精度な位置制御で消費エネルギーがより少ない液圧制御システムを安価に実現することができる。
【００２６】
［第３の解決手段］
第３の解決手段の液圧制御システムは、出願当初の請求項３に記載の如く、上記の第１，第２の解決手段の液圧制御システムであって、前記電気液圧式絞り切換弁と並列に方向制御弁が設けられ、前記電子制御装置が前記速度制御の遂行時に前記方向制御弁を開ける制御を行うようになっている、というものである。
【００２７】
このような第３の解決手段の液圧制御システムにあっては、一般に流量が多くなる速度制御時に方向制御弁が開けられる。流路を開閉する単純な方向制御弁は、連続的制御を行う電気液圧式絞り切換弁に比べて、小形で圧損も少ないうえ、電動機の回転制御にて遂行される流量制御を妨げることも無い。
これにより、消費エネルギーの削減が更に進むこととなる。また、電気液圧式絞り切換弁は、位置制御時に必要とされる小流量を流せれば良いことから、小形のもので足りるので、より安価になる。
したがって、この発明によれば、速度制御と力制御と高精度な位置制御で消費エネルギーが一層少ない液圧制御システムをより安価に実現することができる。
【００２８】
【発明の実施の形態】
このような解決手段で達成された本発明の液圧制御システムについて、これを実施するための具体的な形態を、以下の第１〜第４実施例により説明する。
図１に示した第１実施例は、上述した第１の解決手段を具現化したものであり、図２に示した第２実施例は、上述した第２の解決手段を具現化したものであり、図３に示した第３実施例はその変形例であり、図４に示した第４実施例は、上述した第３の解決手段を具現化したものである。なお、それらの図示に際し従来と同様の構成要素には同一の符号を付して示したので、重複する再度の説明は割愛し、以下、従来との相違点を中心に説明する。
【００２９】
【第１実施例】
本発明の液圧制御システムの第１実施例について、その具体的な構成を、図面を引用して説明する。図１（ａ）は油圧回路および電気回路の記号図である。
この油圧システム（液圧制御システム）が既述した従来例のものと相違するのは、ポンプユニット１０が回転速度を可変しうるポンプユニット６０になった点と、下位コントローラ４０がサーボバルブ２０の動作制御に加えてポンプユニット６０の動作制御も行う下位コントローラ７０（電子制御装置）になった点である。サーボバルブ２０（電気液圧式絞り切換弁）と油圧シリンダ３０（液圧アクチュエータ）と上位コントローラ５０は、同じままである。
【００３０】
ポンプユニット６０がポンプユニット１０と相違するのは、定速回転の電動モータ１１に代えて回転速度可変の電動モータ６１（電動機）が採用された点と、蓄圧制御のための電磁弁１４とチェック弁１５とアキュムレータ１６と圧力スイッチ１７が省かれてその代わりに圧力計６２が設けられた点である。圧力計６２（圧力検出手段）は、油圧ポンプ１２から吐出されてサーボバルブ２０に供給される圧力Ｐ（第１液圧）を検出して、電気信号の圧力検出値Ｐａを生成し、これを下位コントローラ７０に送出するようになっている。油圧ポンプ１２（液圧ポンプ）は、単体では既述したものと同じであるが、電動モータ６１の回転速度変化に随伴して回転速度が変化するようになっている。電動モータ６１は、性能面からはサーボモータが望ましいが、コスト制約が厳しいときには、周波数可変のインバータでドライブされるインダクションモータでも良い。
【００３１】
リリーフ弁１３も、単体では既述したものと同じであるが、電磁弁１４のパイロット操作が無くなったため、アンロード動作は行わず、非常時に安全のため異常高圧を逃がす役目を果たすだけである。また、圧力計２１は、油圧シリンダ３０の進退動作いずれのときでも、サーボバルブ２０から油圧シリンダ３０に供給される圧油の圧力（第２液圧）を検出することができるよう、個数が増えて圧力計２２と圧力計２３になっている。圧力計２２（圧力検出手段）は、サーボバルブ２０から油圧シリンダ３０のヘッド側ポートに送給される圧油の圧力（第２液圧）を検出して圧力検出値Ｐｂの電気信号を生成する。圧力計２３（圧力検出手段）は、サーボバルブ２０から油圧シリンダ３０のロッド側ポートに送給される圧油の圧力（第２液圧）を検出して圧力検出値Ｐｃの電気信号を生成する。何れの電気信号も下位コントローラ７０に送出されるようになっている。
【００３２】
下位コントローラ７０は、プログラム改造等にて、演算部４２の前段に有った選択部４１に代わる選択部７１が、演算部４２の後段に導入されるとともに、プログラムや電子回路の追加によって、演算選択部７２とモータドライバ７３も、導入されている。演算部４２は、専ら位置指令Ｄｓと位置検出値Ｄｆとの差演算に割り当てられ、選択部７１（絞り量制御手段）は、選択指令Ｓｓに応じて、位置制御時には演算部４２の出力を絞り指令Ｉｓとしてサーボバルブ２０に送出するが、速度制御時と力制御時にはサーボバルブ２０を全開にさせる所定値を絞り指令Ｉｓに選出するようになっている。
【００３３】
演算選択部７２（電動機回転制御手段）は、選択指令Ｓｓに応じて且つ前進か後退かの状態判別に基づいて、速度制御時には速度指令Ｖｓと速度検出値Ｖｆとの差（Ｖｓ−Ｖｆ）を算出してモータドライバ７３に送出し、圧力制御時に前進しているときは圧力指令Ｐｓと圧力検出値Ｐｂとの差（Ｐｓ−Ｐｂ）を算出してモータドライバ７３に送出し、圧力制御時に後退しているときは圧力指令Ｐｓと圧力検出値Ｐｃとの差（Ｐｓ−Ｐｃ）を算出してモータドライバ７３に送出し、位置制御時に前進しているときは所定圧Δとサーボバルブ２０での圧力損失（Ｐａ−Ｐｂ）との差（Δ−Ｐａ＋Ｐｂ）を算出してモータドライバ７３に送出し、位置制御時に後退しているときは所定圧Δとサーボバルブ２０での圧力損失（Ｐａ−Ｐｃ）との差（Δ−Ｐａ＋Ｐｃ）を算出してモータドライバ７３に送出するようになっている。モータドライバ７３（電動機駆動回路）は、演算選択部７２から受けた入力値がゼロになるようなモータ駆動電流Ｍｓを生成する。電動モータ６１は、モータ駆動電流Ｍｓの電流値に応じて出力トルクが増減し、モータ駆動電流Ｍｓの周波数に応じて回転が加速・減速するようになっている。
【００３４】
この第１実施例の液圧制御システムについて、その使用態様及び動作を、図１（ｂ）〜（ｄ）のタイムチャートを引用して説明する。図１で（ｂ）は圧力の変化、（ｃ）は流量の変化、（ｄ）は消費エネルギーの変化を例示している。なお、破線は対比のために図５の対応波形を再掲したものである。
ここでも、速度制御と圧力制御と位置制御とをこの順に切換ながら油圧シリンダ３０に前進動作を行わせたときの典型的な動作状態を説明する。やはり速度指令Ｖｓも圧力指令Ｐｓも位置指令Ｄｓも一定とする。
【００３５】
この場合も、サーボバルブ２０の下流の圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃや，サーボバルブ２０から油圧シリンダ３０へ送給される流量Ｑが時々刻々変化するが、その変化は制御の選択状態と該当する指令値とに応じて応用目的に叶うよう変化するので、その波形は（図１（ｂ），（ｃ）参照）、従来のもの（図５（ｂ），（ｃ）参照）と大差ない。これに対し、サーボバルブ２０の上流の圧力Ｐは、従来例と異なり、圧力検出値Ｐｂ，圧力検出値Ｐｃに対応して変化する（図１（ｂ）参照）。圧力Ｐはほとんどの時刻で従来より低下する。
【００３６】
すなわち、最初の速度制御時には（時刻ｔ１〜時刻ｔ２）、サーボバルブ２０は全開状態にされるとともに、速度検出値Ｖｆが速度指令Ｖｓに追従するように電動モータ６１及び油圧ポンプ１２の回転速度が可変制御される。速度指令Ｖｓが一定なので、油圧シリンダ３０のロッド前進速度も立ち上がりは別としてほぼ一定になる。これに対応して、油圧ポンプ１２の回転速度や流量Ｑも概ね一定になる（図１（ｃ）参照）。圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃは、負荷の慣性や摩擦抵抗の変動などに応じて多少上下するが、圧力Ｐより可成り低いところを推移し続ける（図１（ｂ）参照）。サーボバルブ２０が全開なので、その圧損を無視すると、圧力Ｐは圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃとほぼ一致するところまで低下する（図１（ｂ）参照）。そして、負荷圧が上がるところまで進行すると、制御状態が速度制御から力制御に切り替えられる（時刻ｔ２）。
【００３７】
次の力制御時にも（時刻ｔ２〜時刻ｔ３）、サーボバルブ２０は全開状態に維持されるが、このときには圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃが圧力指令Ｐｓに追従するように電動モータ６１及び油圧ポンプ１２の回転速度が可変制御される。やはり圧力指令Ｐｓが圧力Ｐに近い一定値なので、圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃは負荷の圧縮反力によって急上昇し（図１（ｂ）参照）、流量Ｑは、負荷の反力増大によって急速に絞られる（図１（ｃ）参照）。それに対応して、圧力計６２及び油圧ポンプ１２の回転速度は低下するが、電動モータ６１の出力トルクやモータ駆動電流Ｍｓは増加する。このような速度制御時にも、サーボバルブ２０が全開なので、その圧損を無視すると、圧力Ｐは圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃとほぼ一致するところまで低下する（図１（ｂ）参照）。そして、目標位置まで進行すると、あるいは目標位置の直前まで進行すると、制御状態が力制御から位置制御に切り替えられる（時刻ｔ３）。
【００３８】
最後の位置制御時には（時刻ｔ３以降）、位置検出値Ｄｆが位置指令Ｄｓに追従するようにサーボバルブ２０の絞り量が可変制御され、やはり目標位置を越えて前進したときには戻すように方向制御も行われるので、流量Ｑは、微少域で脈動してから、ゼロになる（図１（ｃ）参照）。圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃも、負荷の圧縮反力や膨張力によって、圧力指令Ｐｓより低いがそれに近いところを推移する（図１（ｂ）参照）。また、位置制御時には、このような演算部４２と選択部７１とによるサーボバルブ２０絞り量の可変制御に加えて、演算選択部７２とモータドライバ７３とによる電動モータ６１回転速度の可変制御も行われ、これによって、サーボバルブ２０の上流側圧力である圧力検出値Ｐａと下流側圧力である圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃとの差が一定の所定圧Δに保たれる（図１（ｂ）参照）。
【００３９】
そのため、圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃに連れて圧力Ｐも従来例のものより低下するが、所定圧Δがサーボバルブ２０の仕様に基づいて適正動作に必要な差圧に設定されているので、サーボバルブ２０を使用して遂行される位置制御は、従来例と同じく正確・精密に行われる。なお、好適な所定圧Δは、バルブ仕様だけでなく使用状況にも依るので、一概には言えないが、１ＭＰａ程度の小さな値に設定されることが多い。
そして、所定の加圧時間を経過した後、後退動作が行われる。
【００４０】
こうして、この油圧システムにあっても、速やかな作動に加えて強力で正確な位置決めがなされる。その際、流量Ｑはほぼ従来例のものと同様に変化するが（図１（ｃ）参照）、サーボバルブ２０に供給される圧力Ｐは、従来例と異なり一定でなく、速度制御時も力制御時も位置制御時も圧力検出値Ｐｂ，Ｐｃに連れて変化し、従来例の一定値より低下する（図１（ｂ）参照）。そして、サーボバルブ２０及びその下流の油圧シリンダ３０等にて消費されるエネルギーＥ（＝Ｐ×Ｑ）は、応用目的に消費された有効なエネルギー（概ねＰｆ×Ｑ）に近づく。これは従来例のものより可成り少ない（図１（ｄ）参照）。しかも、両者の差（＝Ｐ×Ｑ−Ｐｆ×Ｑ）が、応用目的に消費されない損失分で、大抵は熱エネルギーになって、圧油の温度を不所望に上昇させるのであるが、この油圧システムにあっては、この損失分が従来の数分の一と激減する。そのため、図示しないオイルクーラー等の付帯設備を小形なもので済ませることができるので、更なるコストダウンが達成される。
【００４１】
【第２実施例】
本発明の液圧制御システムの第２実施例について、その具体的な構成を、図面を引用して説明する。図２は、（ａ）が油圧・電気の回路図、（ｂ）及び（ｃ）が消費エネルギーのタイムチャートである。
この油圧システム（液圧制御システム）が上述した第１実施例のものと相違するのは（図２（ａ）参照）、固定容量形の油圧ポンプ１２が可変容量形の油圧ポンプ６３になった点と、下位コントローラ７０が選択部７４とヨークドライバ７５とを追加されて位置制御の遂行時に油圧ポンプ６３の容量を小さくする制御を行うようになった点である。
【００４２】
油圧ポンプ６３は、容量可変機構６４が付設されていて、一回転当たりの吐出油量である吐出容量を変えられるようになっている。
選択部７４（液圧ポンプ容量制御手段）は、プログラムの追加等にて下位コントローラ７０に導入され、選択指令Ｓｓに応じて、速度制御時には大容量の指示値Ｈｉを選択してヨークドライバ７５に送出し、力制御時と位置制御時には小容量の指示値Ｌｏを選択してヨークドライバ７５に送出するようになっている。
ヨークドライバ７５（容量可変機構駆動回路）は、電子回路の追加によって下位コントローラ７０に導入され、選択部７４の指示に従って容量可変機構駆動信号Ｋｓを生成し、これを容量可変機構６４に送出することで、油圧ポンプ６３の容量を変えさせるようになっている。
【００４３】
この場合、全体的な動作状態や，サーボバルブ２０及びその下流の油圧シリンダ３０等にて消費されるエネルギーＥの遷移状態は（図２（ｂ）の細い短破線を参照）、上述した場合と同様であるが、ポンプユニット６０でのエネルギー損失には明白な相違が有る。詳述すると、力制御や位置制御を行うときには、油圧シリンダ３０のロッドがほとんど移動しないので、流量Ｑがあまりいらない。そのときに油圧ポンプ６３の容量を小さくすると、油圧ポンプ６３の駆動に要するトルクが小さくなる。その結果、電動モータ６１の出力トルクが小さくなる。電動モータ６１を駆動するモータドライバ７３のモータ駆動電流Ｍｓも小さくなる。次に述べる機械効率等を無視した理想的なシステム構成では、トルクが１／２になれば油圧ポンプ６３の消費電力も１／２になる。これにより、力制御時や位置制御時の消費エネルギーが更に削減される。
【００４４】
また、電動モータ６１や油圧ポンプ６３の機械効率を考慮すると、第１実施例の定速回転状態では、サーボバルブ２０以降の消費エネルギーＥに略一定量が上乗せされたエネルギーＥ１が消費される（図２（ｂ）の長破線を参照）。これに対し、この第２実施例の油圧システムにあっては、速度制御時（時刻ｔ１〜ｔ２）は同じであるが、力制御時（時刻ｔ２〜ｔ３）と位置制御時（時刻ｔ３〜）には、電動モータ６１及び油圧ポンプ６３が、一般に機械効率の良くない低速回転でなく、それより高速で効率良く回転するので、ポンプユニット６０も含めた油圧回路のエネルギーＥ２は（図２（ｃ）の太い実線を参照）、エネルギーＥ１よりも少なくなる。この油圧システムには、このような多重効果もある。
【００４５】
【第３実施例】
図３に回路図を示した本発明の油圧システム（液圧制御システム）が上述した第２実施例のものと相違するのは、サーボバルブ２０がバルブブロック８０になった点と、油圧ポンプ６３に容量センサ６５及び回転速度センサ６６が追設された点と、速度センサ３２が取り外された点である。また、図示は割愛したが、下位コントローラ７０は速度制御を流量制御で行うようになっている。これにより、この油圧システムはより実用的なものとなっている。
【００４６】
詳述すると、バルブブロック８０は、マニホールドブロックに、サーボバルブ２０に代えて導入された圧力検出ポート付きの比例電磁弁８１（電気液圧式絞り切換弁）と、そのパイロット操作用圧油を供給する減圧弁８３と、リリーフ弁８２とが取り付けられて、コンパクトに纏められたものである。比例電磁弁８１はそこから油圧シリンダ３０へ供給される圧油の圧力（第２液圧）が圧力検出ポートに常時導かれるようになっており、その圧力検出ポートには圧力計８４（圧力検出手段）が接続されている。圧力計８４が圧力検出ポートの圧力を検出して圧力検出値Ｐｂを生成することから、進退移動を伴う位置制御でも圧力検出値Ｐｂだけで行えるので、２個の圧力計２２，２３は不要となり、１個の圧力計８４で足りている。
【００４７】
また、油圧ポンプ６３がアキシャルピストンポンプの場合を具体例にして説明すると、これは斜板の傾転角に対応して容量が変化するものであり、その容量可変機構６４は、容量可変機構駆動信号Ｋｓに応じてパイロット圧を切り替える電磁切換弁６４ａや、そのパイロット圧に応じて斜板の傾転角を変える斜板駆動機構６４ｂ、斜板傾転角上限調整機構などからなる。容量センサ６５は、その傾転角を検出して電気信号の検出角Ｋｆを下位コントローラ７０に送出するようになっている。
回転速度センサ６６は、油圧ポンプ６３の端部等に装着されたロータリエンコーダ等からなり、油圧ポンプ６３の回転軸の回転状態を検出して、電気信号の検出角速度Ｗｆを下位コントローラ７０に送出するようになっている。
【００４８】
さらに、下位コントローラ７０は、油圧シリンダ３０のロッド速度Ｖｆを直接制御する代わりに吐出流量Ｑを制御するが、圧油の圧縮や漏れを無視すれば、ロッド速度Ｖｆと吐出流量Ｑはほぼ比例するので、動作状態や制御特性に本質的な差は無い。しかも、この下位コントローラ７０は、その流量制御に必要な流量検出値を演算にて算出するようになっている。具体的には、検出角Ｋｆと検出角速度Ｗｆとの積に比例定数を掛ける演算を行って、流量Ｑを推定するのである。
なお、油圧ポンプ６３の容量を小さくする制御を行うに際して、容量変化が円滑になされるよう、力制御時には圧力検出値Ｐｂ等に応じて徐々に容量を小さくしていき位置制御時にはその小容量状態を維持するようにしても良い。また、図示の例では、モータドライバ７３が下位コントローラ７０とは別ユニットにされ、ケーブル等で電気的に接続されているが、電子制御装置を単一ユニットに集中させるか複数ユニットに分散させるかは任意である。
【００４９】
【第４実施例】
図４に回路図を示した本発明の油圧システム（液圧制御システム）が上述した第２実施例のものと相違するのは、サーボバルブ２０がそれより小形のサーボバルブ９０になった点と、それと並列に大形のチェック弁９１，９２（流路を開閉する単純な方向制御弁）が設けられた点と、下位コントローラ７０が速度制御の遂行時にチェック弁９１を開ける制御を行うようになった点である。この例では力制御時にもチェック弁９１を全開にし、位置制御時に閉めるようになっている。チェック弁９２は油圧シリンダ３０の前進中は閉じている。
【００５０】
サーボバルブ９０は、位置制御に必要な小流量の圧油を流せれば足り、例えば最大４０Ｌ／ｍｉｎの流量まで制御できれば良いので、サーボバルブ２０に比べて数分の一程度まで小さくなっている。
チェック弁９１は、通常状態ではポンプ吐出ラインから油圧シリンダ３０のヘッド側ポートへの流れを阻止する向きでそれらに接続され、下位コントローラ７０が開指令Ｉsaを出して電磁弁９３を作動させると、そのパイロット操作にて開状態になり、サーボバルブ９０をバイパスして流量Ｑを油圧シリンダ３０のヘッド側に流すようになっている。
【００５１】
チェック弁９２は、通常状態ではポンプ吐出ラインから油圧シリンダ３０のロッド側ポートへの流れを阻止する向きでそれらに接続され、下位コントローラ７０が開指令Ｉsbを出して電磁弁９２を作動させると、そのパイロット操作にて開状態になり、サーボバルブ９０をバイパスして流量Ｑを油圧シリンダ３０のロッド側に流すようになっている。
チェック弁９１，９２は、いずれも、サーボバルブ２０と同じく応用目的の最大流量２００Ｌ／ｍｉｎに適うものとなっている。
【００５２】
この場合、速度制御時や力制御時には、チェック弁９１が全開して、油圧ポンプ６３から吐出された流量Ｑの圧油はサーボバルブ９０をバイパスして油圧シリンダ３０のヘッド側に供給されるが、速度制御や力制御は電動モータ６１及び油圧ポンプ６３の回転速度制御によって遂行されるので、不都合は無い。位置制御時には、チェック弁９１，９２が閉じて、サーボバルブ９０が働くので、このときも不都合は無い。後退動作時には、チェック弁９２が全開して、油圧ポンプ６３から吐出された流量Ｑの圧油はサーボバルブ９０をバイパスして油圧シリンダ３０のロッド側に供給されるが、このときは精緻な制御が不要なので、もとより不都合は無い。
【００５３】
こうして、この場合も、上述した各実施例のように速度制御と力制御と位置制御とが適切に遂行される。
なお、チェック弁９１，９２に代えて大形の電磁切換弁（流路を開閉する単純な方向制御弁）を設けても良い。電磁切換弁は、一般に、例えばスプール弁タイプではスプールのストローク量が大きいため、サーボ弁に比べるとそれより多少小形のものでも低圧損で大流量を流すことができる。チェック弁は電磁弁以上に低圧損で大流量を流すことができる。サーボ弁で圧損を小さくすると、大形のものが必要となり、高価格となる。これに対し、チェック弁は、コンパクトで而も圧損が少ない。
【００５４】
【その他】
なお、上記実施例では、液圧アクチュエータが油圧シリンダ３０等の油圧アクチュエータの場合を述べたが、この発明の適用は、それに限られず、油圧モータや他のアクチュエータであっても良い。例えば、ボールネジ等の回転直進運動変換機構とラムシリンダ等の加圧機構との組み合わせや、減速ギヤ等を介在させて連結された揺動機構などもよく用いられる。また、その応用も、例えば、プレス装置やダイキャストマシーンの他、ガラス用成形機や，工作機，射出成形機，圧入部品装着装置，移載装置，ロボットアーム等、種々の分野で可能である。さらに、液体は、油圧が普及しており使い易いが、油圧に限られるもので無く、例えばアプリケーションの特質や制約事項等にもよるが、水や、化学合成された液体、異種液体の混合液、粉粒材の混入液などを用いても良い。
【００５５】
上記実施例では、上位コントローラ５０が選択指令Ｓｓを作成して下位コントローラ４０に送出する場合を述べたが、選択指令Ｓｓは、下位コントローラ４０が内部で生成するようにしても良い。また、位置指令Ｄｓや，速度指令Ｖｓ，圧力指令Ｐｓも、上位コントローラ５０に依るのでなく、例えば設定器で与えたり下位コントローラ４０で生成したりしても良い。そのため、上位コントローラ５０は、応用目的によって、省略が可能であり、下位コントローラ４０と一体化されていても良い。さらに、各指令Ｄｓ，Ｖｓ，Ｐｓが一定であることも、説明の簡明化のためにすぎず、必須では無い。
【００５６】
上記実施例で挙げた具体的な数値、例えば、圧力Ｐの２０ＭＰａや，１０ＭＰａ，１ＭＰａ，流量Ｑの２００Ｌ／ｍｉｎ，４０Ｌ／ｍｉｎは、一例にすぎないものであり、本発明の適用は、それに限られない。
【００５７】
【発明の効果】
以上の説明から明らかなように、本発明の第１の解決手段の液圧制御システムにあっては、位置制御に電気液圧式絞り切換弁を使用することを前提として、速度制御と力制御とに加えて位置制御時の電気液圧式絞り切換弁での差圧制御にも電動機の回転速度制御を適用したことにより、速度制御と力制御と高精度な位置制御の総てで消費エネルギーが少ない液圧制御システムを安価に実現することができたという有利な効果が有る。
【００５８】
また、本発明の第２の解決手段の液圧制御システムにあっては、位置制御時や力制御時に液圧ポンプの容量を小さくして電動機や液圧ポンプでのエネルギー損失も削減されるようにしたことにより、速度制御と力制御と高精度な位置制御で消費エネルギーがより少ない液圧制御システムを安価に実現することができたという有利な効果を奏する。
【００５９】
さらに、本発明の第３の解決手段の液圧制御システムにあっては、電気液圧式絞り切換弁に単純な方向制御弁を並設して使い分けるようにしたことにより、速度制御と力制御と高精度な位置制御で消費エネルギーが一層少ない液圧制御システムをより安価に実現することができたという有利な効果が有る。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の液圧制御システムの第１実施例について、（ａ）が油圧回路および電気回路の記号図、（ｂ）が圧力変化のタイムチャート、（ｃ）が流量変化のタイムチャート、（ｄ）が消費エネルギー変化のタイムチャートである。
【図２】本発明の液圧制御システムの第２実施例について、（ａ）が油圧・電気の回路図、（ｂ）及び（ｃ）が消費エネルギーのタイムチャートである。
【図３】本発明の液圧制御システムの第３実施例について、油圧・電気の回路図である。
【図４】本発明の液圧制御システムの第４実施例について、油圧・電気の回路図である。
【図５】従来の液圧制御システムについて、（ａ）が回路図、（ｂ）〜（ｄ）がタイムチャートである。
【符号の説明】
１０ポンプユニット
１１電動モータ（定速回転の電動機）
１２油圧ポンプ（固定容量形の液圧ポンプ）
１３リリーフ弁（アンロード弁、蓄圧制御手段）
１４電磁弁（蓄圧制御手段）
１５チェック弁（逆止弁、蓄圧制御手段）
１６アキュムレータ（蓄圧器、蓄圧制御手段）
１７圧力スイッチ（蓄圧制御手段）
２０サーボバルブ（電気液圧式絞り切換弁）
２１圧力計
２２，２３圧力計（第２液圧を検出する圧力検出手段）
３０油圧シリンダ（液圧アクチュエータ）
３１位置センサ（位置検出手段）
３２速度センサ（速度検出手段）
４０下位コントローラ（電子制御装置）
４１選択部（指令値および検出値の入力部）
４２演算部（電磁駆動用出力部）
５０上位コントローラ
６０ポンプユニット
６１電動モータ（回転速度可変の電動機）
６２圧力計（第１液圧を検出する圧力検出手段）
６３油圧ポンプ（可変容量形の液圧ポンプ）
７０下位コントローラ（電子制御装置）
７１選択部（電磁駆動用出力部、絞り量制御手段）
７２演算選択部（電動機回転制御手段）
７３モータドライバ（電動機駆動回路）
７４選択部（液圧ポンプ容量制御手段）
７５ヨークドライバ（容量可変機構駆動回路）
８０バルブブロック
８１比例電磁弁（圧力検出ポート付き電気液圧式絞り切換弁）
８２リリーフ弁
８３減圧弁
８４圧力計（第２液圧を検出する圧力検出手段）
９０サーボバルブ（小形の電気液圧式絞り切換弁）
９１，９２チェック弁（大形の方向制御弁）
９３，９４電磁弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic pressure control system that selectively performs position control, speed control, and force control, and more particularly, to a hydraulic pressure control system that performs highly accurate position control using an electrohydraulic throttle switching valve.
Here, a typical example of the hydraulic control system is a hydraulic system, and the electrohydraulic throttle switching valve includes a servo valve and a proportional electromagnetic directional control valve. Examples of suitable applications of such a hydraulic control system include precision presses.
The control related to the hydraulic actuator includes not only the one that directly controls the operating state of the operating member of the hydraulic actuator but also the one that is indirectly controlled. For example, the position control includes not only a method of directly controlling the position of the operating member of the hydraulic actuator, but also an indirect method of controlling the position of the application target member that interlocks with the method. The speed control includes not only a method of directly controlling the speed of the operating member but also an indirect method such as control of the flow rate of the pressurized liquid. Force control includes not only direct thrust control and torque control, but also indirect pressure control of the hydraulic fluid.
[0002]
[Prior art]
A hydraulic system (hydraulic pressure control system) in which a hydraulic circuit and an electric circuit are shown in a symbol diagram in FIG. 5 (a) is a typical example of a conventional system that performs precise positioning using a servo valve. The unit 10, the servo valve 20 (servo valve, electrohydraulic throttle valve) and the hydraulic cylinder 30 (hydraulic actuator) are provided, and the lower circuit controller 40 (electronic control device) and the upper controller 50 are provided in the electric circuit section. Is provided. In addition to the electric motor 11 (electric motor) and the hydraulic pump 12 (hydraulic pump), the pump unit 10 includes an accumulator 16 (pressure accumulator), a relief valve 13, an electromagnetic valve 14, a check valve 15, and a pressure switch 17 ( A pressure accumulation control means) is also provided.
[0003]
The electric motor 11 (electric motor) includes an induction motor that rotates at a constant speed, and is connected to the hydraulic pump 12 to drive its rotation.
The hydraulic pump 12 (hydraulic pump) is composed of a fixed capacity piston pump or vane pump, and is driven at a constant speed to perform hydraulic drive (hydraulic drive) of the hydraulic cylinder 30 and is always at a substantially constant flow rate. Is discharged. The discharge line (hydraulic pressure line) extends to the hydraulic cylinder 30 through the check valve 15 and the servo valve 20.
[0004]
An accumulator 16 is connected to the discharge line of the hydraulic pump 12 between the check valve 15 insertion position and the servo valve 20 insertion position, thereby preventing a large amount of pressure oil while preventing backflow. It has come to store.
Further, the relief valve 13 is connected upstream of the check valve 15 to release abnormally high pressure oil, and the pressure change of the accumulator 16 is detected by the pressure switch 17, and when this exceeds a predetermined set pressure, for example, 20 MPa. While the solenoid valve 14 is pilot operated to bring the relief valve 13 into an unloaded state, when the pressure of the accumulator 16 falls below a set pressure, the relief valve 13 is put into a loaded state, so that the pressure oil supplied to the servo valve 20 The pressure P is maintained at a constant pressure.
[0005]
The servo valve 20 (electro-hydraulic throttle switching valve) controls the discharge line from the hydraulic pump 12 to the hydraulic cylinder 30 in order to adjust or adjust the flow rate Q of the hydraulic oil supplied to the hydraulic cylinder 30. An insertion connection is made downstream of the check valve 15 and the accumulator 16. The servo valve 20 adjusts and adjusts the flow rate Q with high accuracy by continuously changing the throttle amount (flow passage opening degree) of the oil passage according to the throttle command Is given by the electrical signal from the lower controller 40. Is. The illustrated servo valve 20 can also perform direction control simultaneously and continuously, and can control the flow rate Q in any of the forward and backward directions within a range of, for example, 0 to 200 L / min.
[0006]
The hydraulic cylinder 30 (hydraulic actuator) presses and drives a movable type (interlocking application purpose member) of a press device with a rod (actuating member) that can advance and retreat, for example, and includes a position of the rod and the movable type. Alternatively, a position sensor 31 (position detecting means) that detects a displacement and generates and outputs a position detection value Df of an electric signal, and generates a speed detection value Vf of the electric signal by detecting a moving speed of a rod or a movable type. A speed sensor 32 (speed detection means) is attached. In order to detect the driving pressure of the hydraulic cylinder 30, the pressure gauge 21 (pressure detection means) communicates between the hydraulic cylinder 30 and the servo valve 20 with respect to a discharge line that exits from the hydraulic pump 12 and reaches the hydraulic cylinder 30. It is connected. The pressure gauge 21 converts the pressure detection value Pf into an electrical signal and sends it to the lower controller 40. The speed detection value Vf and the position detection value Df are also sent to the lower controller 40.
[0007]
The subordinate controller 40 (electronic control unit) is embodied by a programmable sequencer, a microprocessor system, or the like, or by a dedicated hardwired circuit or the like. In order to selectively perform the control and the force control, the position detection value Df, the speed detection value Vf, and the pressure detection value Pf described above are input, and from the host controller 50, the position command Ds, the speed command Vs, and the pressure command Ps. , And a selection command Ss.
[0008]
The lower controller 40 includes a selection unit 41 including a selection routine or a switch circuit, and a calculation unit 42 including an operational amplifier (operational amplifier) and a power amplifier (power amplification circuit). In accordance with the selection command Ss, the selection unit 41 selects a pair of the position command Ds and the position detection value Df at the time of position control, selects a pair of the speed command Vs and the speed detection value Vf at the time of speed control, and selects a pressure at the time of force control. A pair of the command Ps and the detected pressure value Pf is selected. The calculation unit 42 generates an aperture command Is such that the difference between the selected command and the detected value becomes zero and sends it to the servo valve 20. As a result, the low-order controller 40 performs speed control and force control in addition to position control by variable control of the throttle amount of the servo valve 20.
[0009]
The host controller 50 is embodied by a sequencer, a computer system, or the like that is different from the lower controller 40, but is not only connected to the illustrated lower controller 40 so as to be communicable to control the procedure thereof, but is generally not shown. It is communicably connected to other lower-level controllers, and for example, controls the entire press device and controls production lines connected thereto.
[0010]
In such a hydraulic system, typical operation states when the hydraulic cylinder 30 is moved forward while switching speed control, pressure control, and position control in this order are shown in FIGS. This will be described with reference to the time chart. Here, for the sake of simplicity, the speed command Vs, the pressure command Ps, and the position command Ds are constant even though specific values are different.
In this case, the pressure P upstream of the servo valve 20 is always constant 20 MPa corresponding to the setting of the pressure switch 17 regardless of the command value (see FIG. 5B), but the downstream pressure detection value Pf, The flow rate Q fed from the servo valve 20 to the hydraulic cylinder 30 varies depending on the control selection state and the corresponding command value (see FIGS. 5B and 5C).
[0011]
That is, during the initial speed control (time t1 to time t2), the throttle amount of the servo valve 20 is variably controlled so that the speed detection value Vf follows the speed command Vs, and the speed command Vs is constant. The rod forward speed is also almost constant apart from the rise. Correspondingly, the flow rate Q is also substantially constant (see FIG. 5C). The pressure detection value Pf slightly rises and falls depending on the inertia of the load, the frictional resistance, and the like, but continues to change, for example, around 10 MPa where it is considerably lower than the pressure P (see FIG. 5B). When the load pressure increases, the control state is switched from speed control to force control (time t2).
[0012]
At the time of the next force control (time t2 to time t3), the throttle amount of the servo valve 20 is variably controlled so that the detected pressure value Pf follows the pressure command Ps, but the pressure command Ps is close to the pressure P. Since it is a constant value, the pressure detection value Pf increases rapidly due to the compression reaction force of the load (see FIG. 5B). The flow rate Q is rapidly reduced by increasing the compression of the load (see FIG. 5C). And if it progresses to a target position or it progresses to just before a target position, a control state will be switched from force control to position control (time t3).
[0013]
During the final position control (after time t3), the throttle amount of the servo valve 20 is variably controlled so that the position detection value Df follows the position command Ds. Since the direction control is also performed, the flow rate Q pulsates in a very small region and then becomes zero (see FIG. 5C). The pressure detection value Pf changes near the pressure P due to the compression reaction force and expansion force of the load (see FIG. 5B). Then, after a predetermined pressurizing time has elapsed, a backward movement operation is performed.
[0014]
Thus, in this hydraulic system, in addition to quick operation, strong and accurate positioning is performed. However, since the pressure P supplied to the servo valve 20 is substantially constant, the servo valve 20 and the hydraulic cylinder 30 downstream thereof are used. The consumed energy E (= P × Q) is almost similar to the fluctuation waveform of the flow rate Q (see FIG. 5D). This is significantly more than the effective energy consumed for application purposes (generally Pf × Q). Although illustration is omitted, energy is also consumed by the relief valve 13 in the unloaded state to release the pressure oil, and energy is also consumed by the hydraulic pump 12 due to mechanical loss and the like.
[0015]
As described above, in the conventional hydraulic system, the fixed-capacity hydraulic pump 12 is driven by the electric motor 11 that rotates at a constant speed, and not only position control but also speed control and force control are performed by variable control of the throttle amount of the servo valve 20. Carried out. Further, the upstream pressure of the servo valve 20 is made constant, and control for making the difference from the downstream pressure constant is not performed. Further, all the pressure oil is supplied from the hydraulic pump 12 to the hydraulic cylinder 30 through the servo valve 20.
In addition to a hydraulic system using such a servo valve, a servo system that avoids the use of a servo valve when performing position control with a hydraulic device (see, for example, Patent Document 1), a servo motor is adopted as an electric motor, and the rotation speed thereof A device that performs speed control and force control by control (see, for example, Patent Document 2) is also known.
[0016]
[Patent Document 1]
JP 2000-329104 A (page 1-2)
[Patent Document 2]
JP 2001-178165 A (first page)
[0017]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, when using a servo valve, there are complaints that the equipment is expensive and consumes a lot of energy as described on page 2 of Patent Document 1, but the servo valve is still indispensable for high-accuracy position control. Absent.
On the other hand, what performs speed control and force control by rotation speed control of an electric motor as described in Patent Document 2 has reduced energy loss, but does not consider high-precision positioning.
[0018]
Therefore, in order to achieve high-accuracy positioning and energy consumption reduction at the same time, a system that performs positioning using a servo valve is combined with a method that performs speed control and force control in the motor rotation speed control. Is recalled.
However, this alone only reduces the energy consumption during speed control and force control, and does not reduce the energy consumption during position control. Therefore, further ingenuity is required to extend the reduction in energy consumption even during position control.
[0019]
Furthermore, it is also a problem to suppress the cost increase by using existing members in the embodiment.
The present invention has been made to solve such a problem, and aims to realize a hydraulic control system that consumes less energy in all of speed control, force control, and high-accuracy position control at low cost. And
[0020]
[Means for Solving the Problems]
About the 1st thru | or 3rd solution means invented in order to solve such a subject, the structure and effect are demonstrated below.
[0021]
[First Solution]
According to a first aspect of the invention, a hydraulic pressure control system includes a hydraulic pump that performs hydraulic driving of a hydraulic actuator, an electric motor that rotationally drives the hydraulic pump, and An electro-hydraulic throttle switching valve provided through a hydraulic pressure line from a hydraulic pump to the hydraulic actuator, and selectively performing position control, speed control, and force control related to the hydraulic actuator. And a hydraulic control system comprising an electronic control unit that performs the position control by variably controlling the throttle amount of the electrohydraulic throttle switching valve, and supplying the electrohydraulic throttle switching valve from the hydraulic pump Pressure detecting means for detecting the first hydraulic pressure and the second hydraulic pressure supplied from the electrohydraulic throttle switching valve to the hydraulic actuator are provided, and the electric motor can vary the rotation speed. The electronic control unit performs the speed control and the force control by variable control of the rotation speed of the electric motor, and the variable amount of the electrohydraulic throttle switching valve during the position control. In addition to the control, the control for making the difference between the first hydraulic pressure and the second hydraulic pressure constant is performed by variable control of the rotational speed of the electric motor.
[0022]
In such a hydraulic control system of the first solution means, position control is performed using an electrohydraulic throttle switching valve such as a servo valve, so that positioning is performed with high accuracy. Further, since the speed control and the force control are performed by the rotation speed control of the electric motor, energy consumption during the control is reduced. Furthermore, since the difference between the first and second hydraulic pressures at the time of position control, that is, the difference between the upstream pressure and the downstream pressure of the electrohydraulic throttle switching valve is controlled to be constant, the electrohydraulic pressure type is compared with the case where the difference opens. The energy consumption of the throttle switching valve is reduced, and the operation characteristics of the electrohydraulic throttle switching valve necessary for highly accurate positioning are maintained without being impaired.
[0023]
In addition, since such differential pressure control is performed by using motor rotation speed control introduced for energy saving of speed control and force control, an increase in costly members is avoided and cost increases. It is suppressed.
Therefore, according to the present invention, a hydraulic control system that consumes less energy in all of speed control, force control, and high-accuracy position control can be realized at low cost.
[0024]
[Second Solution]
The fluid pressure control system of the second solution means is the fluid pressure control system of the first solution means as described in claim 2 at the beginning of the application, wherein the fluid pressure pump is a variable displacement pump. The electronic control unit performs control to reduce the capacity of the hydraulic pump when the position control is performed or when the position control and the force control are performed.
[0025]
In such a hydraulic control system of the second solution means, the capacity of the hydraulic pump is generally reduced at the time of position control or force control which requires a small discharge flow rate.
As a result, the driving torque of the hydraulic pump becomes smaller than when the capacity is not changed, and accordingly, the output torque of the electric motor becomes smaller, and further the current required for driving the electric motor becomes smaller. Power consumption is reduced. Further, since the high torque and low speed rotation state in which the mechanical efficiency is not good is generally removed, energy loss not only in the electric motor but also in the hydraulic pump is reduced.
Therefore, according to the present invention, a hydraulic control system with less energy consumption can be realized at low cost by speed control, force control, and highly accurate position control.
[0026]
[Third Solution]
The hydraulic control system of the third solution means is the hydraulic pressure control system of the first and second solution means as described in claim 3 at the beginning of the application, wherein the electrohydraulic throttle control valve and A direction control valve is provided in parallel, and the electronic control unit performs control to open the direction control valve when performing the speed control.
[0027]
In such a hydraulic control system of the third solution means, the direction control valve is opened at the time of speed control that generally increases the flow rate. The simple directional control valve that opens and closes the flow path is smaller and has less pressure loss than the electrohydraulic throttle switching valve that performs continuous control, and does not hinder the flow control performed by the rotation control of the motor. .
As a result, energy consumption is further reduced. In addition, the electrohydraulic throttle switching valve only needs to be able to flow a small flow rate required for position control.
Therefore, according to the present invention, it is possible to realize a hydraulic control system that consumes less energy by using speed control, force control, and high-accuracy position control at a lower cost.
[0028]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
With respect to the hydraulic pressure control system of the present invention achieved by such a solution, specific modes for carrying out this will be described with reference to the following first to fourth embodiments.
The first embodiment shown in FIG. 1 embodies the first solving means described above, and the second embodiment shown in FIG. 2 embodies the second solving means described above. The third embodiment shown in FIG. 3 is a modification thereof, and the fourth embodiment shown in FIG. 4 embodies the above-described third solving means. In the drawings, the same reference numerals are given to the same components as those in the prior art, and therefore, repeated explanations are omitted. Hereinafter, the differences from the prior art will be mainly described.
[0029]
[First embodiment]
A specific configuration of the hydraulic pressure control system according to the first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1A is a symbol diagram of a hydraulic circuit and an electric circuit.
This hydraulic system (hydraulic pressure control system) is different from the conventional example described above in that the pump unit 10 is a pump unit 60 capable of varying the rotation speed, and the lower controller 40 has a servo valve 20 The lower controller 70 (electronic control device) that controls the operation of the pump unit 60 in addition to the operation control is provided. The servo valve 20 (electrohydraulic throttle switching valve), the hydraulic cylinder 30 (hydraulic actuator), and the host controller 50 remain the same.
[0030]
The pump unit 60 is different from the pump unit 10 in that an electric motor 61 (electric motor) having a variable rotation speed is employed instead of the electric motor 11 that rotates at a constant speed, and an electromagnetic valve 14 for pressure accumulation control and a check. The valve 15, the accumulator 16 and the pressure switch 17 are omitted, and a pressure gauge 62 is provided instead. The pressure gauge 62 (pressure detection means) detects the pressure P (first hydraulic pressure) discharged from the hydraulic pump 12 and supplied to the servo valve 20, and generates a pressure detection value Pa of the electric signal. The data is sent to the lower controller 70. The hydraulic pump 12 (hydraulic pump) is the same as that described above alone, but the rotational speed changes in accordance with the rotational speed change of the electric motor 61. The electric motor 61 is preferably a servo motor in terms of performance, but may be an induction motor driven by a variable frequency inverter when cost constraints are severe.
[0031]
Although the relief valve 13 is the same as that described above by itself, the pilot operation of the solenoid valve 14 is eliminated, so that the unloading operation is not performed, and it only serves to release abnormally high pressure for safety in an emergency. Further, the pressure gauge 21 increases in number so that the pressure (second hydraulic pressure) of the pressure oil supplied from the servo valve 20 to the hydraulic cylinder 30 can be detected at any time of the forward / backward movement of the hydraulic cylinder 30. The pressure gauge 22 and the pressure gauge 23 are provided. The pressure gauge 22 (pressure detection means) detects the pressure (second hydraulic pressure) of the pressure oil supplied from the servo valve 20 to the head side port of the hydraulic cylinder 30 and generates an electric signal of the pressure detection value Pb. . The pressure gauge 23 (pressure detection means) detects the pressure (second hydraulic pressure) of the pressure oil supplied from the servo valve 20 to the rod side port of the hydraulic cylinder 30 and generates an electric signal of the pressure detection value Pc. . Any electrical signal is sent to the lower controller 70.
[0032]
In the lower controller 70, a selection unit 71 that replaces the selection unit 41 in the preceding stage of the calculation unit 42 is introduced into the subsequent stage of the calculation unit 42 by program modification or the like. A selection unit 72 and a motor driver 73 are also introduced. The calculation unit 42 is exclusively assigned to the difference calculation between the position command Ds and the position detection value Df, and the selection unit 71 (aperture amount control means) reduces the output of the calculation unit 42 during the position control according to the selection command Ss. Although it is sent to the servo valve 20 as the command Is, a predetermined value for fully opening the servo valve 20 is selected as the aperture command Is during speed control and force control.
[0033]
The calculation selection unit 72 (motor rotation control means) determines the difference (Vs−Vf) between the speed command Vs and the speed detection value Vf during speed control based on the selection command Ss and based on the state determination of forward or reverse. Calculate and send it to the motor driver 73, and when moving forward during pressure control, calculate the difference (Ps-Pb) between the pressure command Ps and the pressure detection value Pb and send it to the motor driver 73, and move backward during pressure control When the position is being controlled, the difference (Ps−Pc) between the pressure command Ps and the detected pressure value Pc is calculated and sent to the motor driver 73. The difference (Δ−Pa + Pb) with respect to the pressure loss (Pa−Pb) is calculated and sent to the motor driver 73. When the vehicle is retracting during position control, the pressure loss (Pa−Pc) at the predetermined pressure Δ and the servo valve 20 is calculated. ) (Δ− a + Pc) to calculate the adapted to deliver to the motor driver 73. The motor driver 73 (electric motor drive circuit) generates a motor drive current Ms such that the input value received from the calculation selection unit 72 is zero. The electric motor 61 has an output torque that increases or decreases according to the current value of the motor drive current Ms, and rotates and accelerates or decelerates according to the frequency of the motor drive current Ms.
[0034]
The use mode and operation of the hydraulic pressure control system of the first embodiment will be described with reference to the time charts of FIGS. In FIG. 1, (b) illustrates a change in pressure, (c) illustrates a change in flow rate, and (d) illustrates a change in energy consumption. Note that the broken line shows the corresponding waveform in FIG. 5 again for comparison.
Here, a typical operation state when the hydraulic cylinder 30 is moved forward while switching speed control, pressure control, and position control in this order will be described. Again, the speed command Vs, the pressure command Ps, and the position command Ds are constant.
[0035]
Also in this case, the pressure detection values Pb and Pc downstream of the servo valve 20 and the flow rate Q supplied from the servo valve 20 to the hydraulic cylinder 30 change from moment to moment, and the change depends on the selected state of control and the corresponding command. Depending on the value, the waveform changes to meet the application purpose (see FIGS. 1B and 1C), which is not much different from the conventional waveform (see FIGS. 5B and 5C). On the other hand, the pressure P upstream of the servo valve 20 changes corresponding to the detected pressure value Pb and the detected pressure value Pc, unlike the conventional example (see FIG. 1B). The pressure P is lower than before at most times.
[0036]
That is, during the initial speed control (time t1 to time t2), the servo valve 20 is fully opened, and the rotational speeds of the electric motor 61 and the hydraulic pump 12 are adjusted so that the speed detection value Vf follows the speed command Vs. Variable control. Since the speed command Vs is constant, the rod forward speed of the hydraulic cylinder 30 is also substantially constant apart from the rise. Correspondingly, the rotational speed and the flow rate Q of the hydraulic pump 12 become substantially constant (see FIG. 1C). The pressure detection values Pb and Pc slightly increase and decrease depending on the inertia of the load and the change in frictional resistance, but continue to be much lower than the pressure P (see FIG. 1B). Since the servo valve 20 is fully open, ignoring the pressure loss, the pressure P drops to a point where it almost coincides with the detected pressure values Pb and Pc (see FIG. 1B). When the load pressure increases, the control state is switched from speed control to force control (time t2).
[0037]
During the next force control (from time t2 to time t3), the servo valve 20 is maintained in the fully open state. At this time, the electric motor 61 and the hydraulic pump 12 are set so that the pressure detection values Pb and Pc follow the pressure command Ps. The rotation speed is variably controlled. Since the pressure command Ps is a constant value close to the pressure P, the pressure detection values Pb and Pc rapidly increase due to the compression reaction force of the load (see FIG. 1B), and the flow rate Q is rapidly reduced by the increase of the reaction force of the load. (See FIG. 1C). Correspondingly, the rotational speed of the pressure gauge 62 and the hydraulic pump 12 decreases, but the output torque of the electric motor 61 and the motor drive current Ms increase. Even during such speed control, since the servo valve 20 is fully open, if the pressure loss is ignored, the pressure P drops to a point where it substantially coincides with the detected pressure values Pb and Pc (see FIG. 1B). And if it progresses to a target position or it progresses to just before a target position, a control state will be switched from force control to position control (time t3).
[0038]
During the final position control (after time t3), the throttle amount of the servo valve 20 is variably controlled so that the position detection value Df follows the position command Ds. Since this is done, the flow rate Q pulsates in a very small region and then becomes zero (see FIG. 1C). The detected pressure values Pb and Pc are also lower than the pressure command Ps due to the compression reaction force and expansion force of the load, but change close to that (see FIG. 1B). Further, at the time of position control, in addition to such variable control of the servo valve 20 throttle amount by the calculation unit 42 and the selection unit 71, variable control of the rotational speed of the electric motor 61 by the calculation selection unit 72 and the motor driver 73 is also performed. Thus, the difference between the pressure detection value Pa, which is the upstream pressure of the servo valve 20, and the pressure detection values Pb, Pc, which are the downstream pressure, is maintained at a constant predetermined pressure Δ (see FIG. 1B). ).
[0039]
For this reason, the pressure P decreases from that of the conventional example along with the pressure detection values Pb and Pc, but since the predetermined pressure Δ is set to a differential pressure necessary for proper operation based on the specifications of the servo valve 20, the servo pressure The position control performed using the valve 20 is performed accurately and precisely as in the conventional example. Note that the preferable predetermined pressure Δ depends not only on the valve specifications but also on the use situation, so it cannot be generally stated, but is often set to a small value of about 1 MPa.
Then, after a predetermined pressurizing time has elapsed, a backward movement operation is performed.
[0040]
Thus, even in this hydraulic system, strong and accurate positioning is achieved in addition to quick operation. At that time, the flow rate Q changes almost as in the conventional example (see FIG. 1C), but the pressure P supplied to the servo valve 20 is not constant unlike the conventional example, and the force is also controlled during speed control. It changes with the pressure detection values Pb and Pc both at the time of control and at the time of position control, and is lower than the constant value of the conventional example (see FIG. 1B). The energy E (= P × Q) consumed by the servo valve 20 and the hydraulic cylinder 30 downstream thereof approaches the effective energy (generally Pf × Q) consumed for the application purpose. This is considerably less than that of the conventional example (see FIG. 1D). In addition, the difference between the two (= P × Q−Pf × Q) is a loss that is not consumed for the purpose of application, and usually becomes thermal energy, which undesirably raises the temperature of the pressure oil. In the system, this loss is drastically reduced to a fraction of the conventional level. Therefore, incidental equipment such as an oil cooler (not shown) can be completed with a small size, and further cost reduction is achieved.
[0041]
[Second embodiment]
A specific configuration of the second embodiment of the hydraulic control system of the present invention will be described with reference to the drawings. 2A is a hydraulic / electric circuit diagram, and FIGS. 2B and 2C are time charts of energy consumption.
This hydraulic system (hydraulic pressure control system) is different from that of the first embodiment described above (see FIG. 2A). The fixed displacement hydraulic pump 12 is changed to a variable displacement hydraulic pump 63. On the other hand, the lower controller 70 is added with a selection unit 74 and a yoke driver 75 to perform control to reduce the capacity of the hydraulic pump 63 when performing position control.
[0042]
The hydraulic pump 63 is provided with a variable capacity mechanism 64 so that the discharge capacity, which is the amount of discharged oil per rotation, can be changed.
The selection unit 74 (hydraulic pump displacement control means) is introduced into the lower controller 70 by adding a program or the like, and selects a large-capacity instruction value Hi at the time of speed control according to the selection command Ss, and sends it to the yoke driver 75. Sending out, the small-capacity instruction value Lo is selected and sent to the yoke driver 75 during force control and position control.
The yoke driver 75 (capacitance variable mechanism drive circuit) is introduced into the lower controller 70 by the addition of an electronic circuit, generates a capacity variable mechanism drive signal Ks according to an instruction from the selection unit 74, and sends this to the capacity variable mechanism 64. Thus, the capacity of the hydraulic pump 63 is changed.
[0043]
In this case, the overall operating state and the transition state of the energy E consumed by the servo valve 20 and the hydraulic cylinder 30 downstream thereof (see the thin short broken line in FIG. 2B) are the same as those described above. Similarly, there is a clear difference in energy loss at the pump unit 60. More specifically, when performing force control or position control, the rod of the hydraulic cylinder 30 hardly moves, so that the flow rate Q is not so much. If the capacity of the hydraulic pump 63 is reduced at that time, the torque required to drive the hydraulic pump 63 is reduced. As a result, the output torque of the electric motor 61 is reduced. The motor drive current Ms of the motor driver 73 that drives the electric motor 61 is also reduced. In an ideal system configuration that ignores mechanical efficiency and the like described below, the power consumption of the hydraulic pump 63 is also halved when the torque is halved. Thereby, the energy consumption at the time of force control or position control is further reduced.
[0044]
Further, in consideration of the mechanical efficiency of the electric motor 61 and the hydraulic pump 63, in the constant speed rotation state of the first embodiment, energy E1 is added by adding a substantially constant amount to the energy consumption E after the servo valve 20 ( (See the long dashed line in FIG. 2 (b)). On the other hand, in the hydraulic system of the second embodiment, the speed control time (time t1 to t2) is the same, but the force control time (time t2 to t3) and the position control time (time t3). In this case, the electric motor 61 and the hydraulic pump 63 do not rotate at low speed, which is generally not mechanically efficient, but rotate at high speed more efficiently than that, so the energy E2 of the hydraulic circuit including the pump unit 60 is (FIG. 2 (c) )), Which is less than the energy E1. This hydraulic system also has such multiple effects.
[0045]
[Third embodiment]
The hydraulic system (hydraulic pressure control system) of the present invention whose circuit diagram is shown in FIG. 3 is different from that of the second embodiment described above in that the servo valve 20 is a valve block 80 and the hydraulic pump 63. These are the point where the capacitance sensor 65 and the rotation speed sensor 66 are additionally provided, and the point where the speed sensor 32 is removed. Although not shown in the figure, the lower controller 70 performs speed control by flow rate control. This makes this hydraulic system more practical.
[0046]
More specifically, the valve block 80 supplies the manifold block with a proportional solenoid valve 81 (electro-hydraulic throttle switching valve) with a pressure detection port introduced in place of the servo valve 20 and the pilot operation pressure oil. A pressure reducing valve 83 and a relief valve 82 are attached and are compactly assembled. The proportional solenoid valve 81 is such that the pressure of the hydraulic oil (second hydraulic pressure) supplied from there to the hydraulic cylinder 30 is always led to the pressure detection port, and a pressure gauge 84 (pressure detection) Means) are connected. Since the pressure gauge 84 detects the pressure of the pressure detection port and generates the pressure detection value Pb, even the position control with forward / backward movement can be performed only by the pressure detection value Pb, so the two pressure gauges 22 and 23 are not required. One pressure gauge 84 is sufficient.
[0047]
Further, the case where the hydraulic pump 63 is an axial piston pump will be described as a specific example. This is because the capacity changes according to the tilt angle of the swash plate, and the capacity variable mechanism 64 is a capacity variable mechanism drive. The electromagnetic switching valve 64a switches the pilot pressure according to the signal Ks, the swash plate driving mechanism 64b changes the swash plate tilt angle according to the pilot pressure, and the swash plate tilt angle upper limit adjustment mechanism. The capacitance sensor 65 detects the tilt angle and sends the detection angle Kf of the electric signal to the lower controller 70.
The rotation speed sensor 66 is composed of a rotary encoder or the like attached to the end of the hydraulic pump 63, detects the rotation state of the rotation shaft of the hydraulic pump 63, and sends the detected angular velocity Wf of the electric signal to the lower controller 70. It is like that.
[0048]
Further, the lower controller 70 controls the discharge flow rate Q instead of directly controlling the rod speed Vf of the hydraulic cylinder 30, but the rod speed Vf and the discharge flow rate Q are substantially proportional if the compression or leakage of the pressure oil is ignored. Therefore, there is no essential difference in operating state and control characteristics. In addition, the lower controller 70 is configured to calculate a flow rate detection value necessary for the flow rate control by calculation. Specifically, the flow rate Q is estimated by performing an operation of multiplying the product of the detected angle Kf and the detected angular velocity Wf by a proportional constant.
When performing control to reduce the capacity of the hydraulic pump 63, the capacity is gradually reduced according to the pressure detection value Pb or the like during force control so that the capacity can be changed smoothly. May be maintained. In the illustrated example, the motor driver 73 is a separate unit from the lower controller 70 and is electrically connected by a cable or the like. However, whether the electronic control unit is concentrated in a single unit or distributed in a plurality of units. Is optional.
[0049]
[Fourth embodiment]
The hydraulic system (hydraulic pressure control system) of the present invention whose circuit diagram is shown in FIG. 4 is different from that of the second embodiment described above in that the servo valve 20 is a smaller servo valve 90. In addition, large check valves 91 and 92 (simple directional control valves for opening and closing the flow path) are provided in parallel, and the lower controller 70 performs control to open the check valve 91 when performing speed control. It is a point. In this example, the check valve 91 is fully opened even during force control, and is closed during position control. The check valve 92 is closed while the hydraulic cylinder 30 is moving forward.
[0050]
The servo valve 90 only needs to be able to flow a small amount of pressure oil necessary for position control. For example, the servo valve 90 only needs to be able to control up to a flow rate of 40 L / min. .
The check valve 91 is connected to the check valve 91 in a normal state so as to prevent the flow from the pump discharge line to the head side port of the hydraulic cylinder 30, and when the lower controller 70 issues the open command Isa to operate the electromagnetic valve 93, The pilot operation opens the valve, bypassing the servo valve 90 and allowing the flow rate Q to flow to the head side of the hydraulic cylinder 30.
[0051]
In the normal state, the check valve 92 is connected to the pump discharge line so as to prevent the flow from the pump discharge line to the rod side port of the hydraulic cylinder 30, and when the lower controller 70 issues the open command Isb to operate the electromagnetic valve 92, The pilot operation opens the valve, bypassing the servo valve 90 and allowing the flow rate Q to flow to the rod side of the hydraulic cylinder 30.
Each of the check valves 91 and 92 is suitable for a maximum flow rate of 200 L / min for application purposes, like the servo valve 20.
[0052]
In this case, at the time of speed control or force control, the check valve 91 is fully opened, and the pressure oil of the flow rate Q discharged from the hydraulic pump 63 bypasses the servo valve 90 and is supplied to the head side of the hydraulic cylinder 30. The speed control and the force control are performed by the rotational speed control of the electric motor 61 and the hydraulic pump 63, so there is no inconvenience. At the time of position control, the check valves 91 and 92 are closed and the servo valve 90 is operated. At the time of reverse operation, the check valve 92 is fully opened, and the pressure oil of the flow rate Q discharged from the hydraulic pump 63 bypasses the servo valve 90 and is supplied to the rod side of the hydraulic cylinder 30. At this time, precise control is performed. Is unnecessary, so there is no inconvenience.
[0053]
Thus, also in this case, speed control, force control, and position control are appropriately performed as in the above-described embodiments.
Instead of the check valves 91 and 92, a large electromagnetic switching valve (simple directional control valve for opening and closing the flow path) may be provided. In general, for example, a spool valve type of a solenoid switching valve has a large spool stroke, so even if it is slightly smaller than a servo valve, a large flow rate can flow with low pressure loss. The check valve can flow a larger flow rate with a low pressure loss than the solenoid valve. If the pressure loss is reduced with a servo valve, a large valve is required and the price is high. On the other hand, the check valve is compact and has little pressure loss.
[0054]
[Others]
In the above embodiment, the case where the hydraulic actuator is a hydraulic actuator such as the hydraulic cylinder 30 has been described. However, the application of the present invention is not limited to this, and a hydraulic motor or another actuator may be used. For example, a combination of a rotary linear motion conversion mechanism such as a ball screw and a pressurizing mechanism such as a ram cylinder, or a swinging mechanism connected through a reduction gear or the like is often used. The application is also possible in various fields such as a press machine and a die-cast machine, a glass molding machine, a machine tool, an injection molding machine, a press-fitting component mounting device, a transfer device, a robot arm, and the like. . Furthermore, liquids are widespread and easy to use, but they are not limited to hydraulics. For example, depending on application characteristics and restrictions, water, chemically synthesized liquids, mixed liquids of different liquids, etc. Alternatively, a mixed liquid of a powder material or the like may be used.
[0055]
In the above embodiment, the case where the host controller 50 creates the selection command Ss and sends it to the lower controller 40 has been described. However, the selection controller Ss may be generated internally by the lower controller 40. Further, the position command Ds, the speed command Vs, and the pressure command Ps may be given by, for example, a setting device or generated by the lower controller 40, without depending on the upper controller 50. Therefore, the upper controller 50 can be omitted depending on the application purpose, and may be integrated with the lower controller 40. Furthermore, the fact that each command Ds, Vs, Ps is constant is only for the sake of simplicity of explanation and is not essential.
[0056]
Specific numerical values given in the above embodiment, for example, the pressure P of 20 MPa, 10 MPa, 1 MPa, and the flow rate Q of 200 L / min, 40 L / min are merely examples, and the application of the present invention is not limited thereto. Not limited.
[0057]
【The invention's effect】
As is apparent from the above description, in the hydraulic control system of the first solving means of the present invention, on the premise that an electrohydraulic throttle switching valve is used for position control, speed control, force control, In addition to this, by applying the rotational speed control of the motor to the differential pressure control with the electro-hydraulic throttle switching valve during position control, less energy is consumed in all of the speed control, force control and high-accuracy position control. There is an advantageous effect that the hydraulic control system can be realized at low cost.
[0058]
Further, in the hydraulic control system of the second solving means of the present invention, the capacity of the hydraulic pump is reduced during position control and force control, so that energy loss in the electric motor and hydraulic pump is also reduced. As a result, there is an advantageous effect that a hydraulic control system with less energy consumption can be realized at low cost by speed control, force control, and high-accuracy position control.
[0059]
Furthermore, in the hydraulic control system of the third solution means of the present invention, speed control and force control are achieved by using a simple directional control valve in parallel with the electrohydraulic throttle switching valve. There is an advantageous effect that a hydraulic control system that consumes less energy with high-accuracy position control can be realized at lower cost.
[Brief description of the drawings]
1A is a symbol diagram of a hydraulic circuit and an electric circuit, FIG. 1B is a time chart of pressure change, and FIG. 1C is a time chart of flow rate change in the first embodiment of the hydraulic control system of the present invention. (D) is a time chart of a change in energy consumption.
2A is a hydraulic / electric circuit diagram and FIG. 2B and FIG. 2C are time charts of energy consumption in a second embodiment of the hydraulic control system of the present invention.
FIG. 3 is a hydraulic / electrical circuit diagram of a third embodiment of the hydraulic control system according to the present invention.
FIG. 4 is a hydraulic / electrical circuit diagram of a fourth embodiment of the hydraulic control system according to the present invention.
5A is a circuit diagram, and FIGS. 5B to 5D are time charts for a conventional hydraulic pressure control system. FIG.
[Explanation of symbols]
10 Pump unit
11 Electric motor (constant speed electric motor)
12 Hydraulic pump (fixed capacity hydraulic pump)
13 Relief valve (unload valve, pressure accumulation control means)
14 Solenoid valve (accumulation pressure control means)
15 Check valve (check valve, pressure accumulation control means)
16 Accumulator (accumulator, accumulator control means)
17 Pressure switch (Accumulation control means)
20 Servo valve (Electro-hydraulic throttle switching valve)
21 Pressure gauge
22, 23 Pressure gauge (pressure detecting means for detecting the second hydraulic pressure)
30 Hydraulic cylinder (hydraulic actuator)
31 Position sensor (position detection means)
32 Speed sensor (speed detection means)
40 Subordinate controller (electronic control unit)
41 Selection part (input part of command value and detection value)
42 Calculation unit (output unit for electromagnetic drive)
50 Host controller
60 Pump unit
61 Electric motor (motor with variable rotation speed)
62 Pressure gauge (pressure detection means for detecting the first hydraulic pressure)
63 Hydraulic pump (variable displacement hydraulic pump)
70 Subordinate controller (electronic control unit)
71 Selection part (electromagnetic drive output part, aperture control means)
72 Calculation selection unit (motor rotation control means)
73 Motor driver (motor drive circuit)
74 Selection part (hydraulic pump capacity control means)
75 Yoke driver (Capacitance variable mechanism drive circuit)
80 Valve block
81 Proportional solenoid valve (electro-hydraulic throttle switching valve with pressure detection port)
82 Relief valve
83 Pressure reducing valve
84 Pressure gauge (pressure detection means for detecting the second hydraulic pressure)
90 Servo valve (small electro-hydraulic throttle valve)
91,92 Check valve (Large directional control valve)
93, 94 Solenoid valve

Claims

液圧アクチュエータの液圧駆動を行う液圧ポンプと、この液圧ポンプの回転駆動を行う電動機と、前記液圧ポンプから前記液圧アクチュエータに至る液圧ラインに介挿して設けられた電気液圧式絞り切換弁と、前記液圧アクチュエータに係る位置制御と速度制御と力制御とを選択的に行うものであって前記電気液圧式絞り切換弁の絞り量の可変制御にて前記位置制御を遂行する電子制御装置とを備えた液圧制御システムにおいて、前記液圧ポンプから前記電気液圧式絞り切換弁に供給される第１液圧および前記電気液圧式絞り切換弁から前記液圧アクチュエータに供給される第２液圧を検出する圧力検出手段が設けられ、前記電動機が回転速度を可変しうるものであり、前記電子制御装置が、前記速度制御および前記力制御の遂行を前記電気液圧式絞り切換弁を全開させた状態で又はバイパスした状態で前記電動機の回転速度の可変制御にて行い、且つ、前記位置制御の遂行時に、前記電気液圧式絞り切換弁の絞り量の可変制御に加えて、前記第１液圧と前記第２液圧との差を一定にする制御を前記電動機の回転速度の可変制御にて行うものであることを特徴とする液圧制御システム。A hydraulic pump that performs hydraulic drive of the hydraulic actuator, an electric motor that rotationally drives the hydraulic pump, and an electro-hydraulic type that is provided through a hydraulic line from the hydraulic pump to the hydraulic actuator Position control, speed control, and force control for the throttle switching valve and the hydraulic actuator are selectively performed, and the position control is performed by variable control of the throttle amount of the electrohydraulic throttle switching valve. In a hydraulic control system including an electronic control device, a first hydraulic pressure supplied from the hydraulic pump to the electrohydraulic throttle switching valve and a hydraulic pressure actuator supplied from the electrohydraulic throttle switching valve a pressure detecting means is provided for detecting a second hydraulic, wherein are those motors may be variable speed, the electronic control unit, said electrical the performance of the speed control and the force control Performed in a state where the valve Setsu throttle pressure and or bypassed state of being fully opened by the variable control of the rotational speed of the electric motor, and, when execution of the position control, the variable control of the throttle amount of the EHB throttling selector valve In addition, the hydraulic pressure control system is characterized in that control for making the difference between the first hydraulic pressure and the second hydraulic pressure constant is performed by variable control of the rotational speed of the electric motor.

前記液圧ポンプが可変容量形ポンプであり、前記電子制御装置が前記位置制御の遂行時に又は前記位置制御および前記力制御の遂行時に前記液圧ポンプの容量を小さくする制御を行うものであることを特徴とする請求項１記載の液圧制御システム。 The hydraulic pump is a variable displacement pump, and the electronic control unit performs control to reduce the capacity of the hydraulic pump when the position control is performed or when the position control and the force control are performed. The hydraulic control system according to claim 1.

前記電気液圧式絞り切換弁と並列に方向制御弁が設けられ、前記電子制御装置が前記速度制御の遂行時に前記方向制御弁を開ける制御を行うものであることを特徴とする請求項１又は請求項２に記載された液圧制御システム。 The directional control valve is provided in parallel with the electrohydraulic throttle switching valve, and the electronic control unit performs control to open the directional control valve when performing the speed control. Item 3. The hydraulic control system according to Item 2.