(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
油圧シリンダのロッドを所定方向に駆動するために油圧供給源からの動作油を前記油圧シリンダの第一油圧室に供給する第一供給開口及びそれに伴う油圧シリンダからの排出油を回収する第一排出開口と、前記油圧シリンダのロッドを逆方向に駆動するために動作油を油圧シリンダの第二油圧室に供給する第二供給開口及びそれに伴う油圧シリンダからの排出油を回収する第二排出開口と、を形成可能なスリーブと、前記スリーブ内を摺動して前記第一供給開口と第一排出開口及び第二供給開口と第二排出開口の開口状態を決定するスプールと、
を含む油圧サーボ弁において、
前記第一供給開口と第二排出開口の開口面積比が第一排出開口と第二供給開口の開口面積比に等しく、かつ前記第二供給開口と第一排出開口の開口面積比が前記第一油圧室と第二油圧室の面積比の平方根に等しいことを特徴とする油圧サーボ弁。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧サーボ弁、特に、油圧サーボ弁によって駆動制御される油圧シリンダの動作時の振動や騒音の低減及び駆動速度の安定化を行うことのできる油圧サーボ弁の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から工作機械や重量物を駆動する設備を制御するアクチュエータとして、重荷重を比較的高速でかつ容易に制御することのできる油圧サーボ機構がしばしば用いられている。工作機械としては、例えば、高速パンチングプレスや高速圧延機、高速杭打ち機等があり、重量物を駆動する設備としては、例えば、パイロット訓練用フライトシュミレータや舞台装置、高速振動試験機等がある。
【０００３】
このような工作機械や設備の可動部分を制御する油圧サーボ機構は、実際に工作機械や設備の可動部分に接続されるロッドを有する油圧シリンダと、この油圧シリンダのロッドを進退させるために油圧供給源から動作油を油圧シリンダの油圧室に対して供給及び排出制御する油圧サーボ弁を含んでいる。
【０００４】
一般的な油圧サーボ弁は、油圧サーボ弁本体内部に円筒状のスリーブと当該スリーブの内部を摺動可能なスプールを備えている。そして、前記スリーブには、油圧供給源が接続されるプレッシャーポートに連通し前記油圧シリンダのロッドを前進させるために動作油を油圧シリンダの油圧室（ヘッド側油圧室）に供給するヘッド側供給開口と、前記油圧シリンダのロッドを後退させるために動作油を油圧シリンダの油圧室（ロッド側油圧室）に供給するロッド側供給開口、及び前記ヘッド側油圧室への動作油の流入に伴いロッド側油圧室から排出される動作油またはロッド側油圧室への動作油の流入に伴いヘッド側油圧室から排出される動作油を油圧供給源側に戻すロッド側排出開口及びヘッド側排出開口が形成されている。なお、スリーブを含む油圧サーボ弁本体には、前記ヘッド側供給開口とヘッド側排出開口が連通可能で、油圧シリンダのヘッド側油圧ホースが接続されるヘッド側コントロールポートと、前記ロッド側供給開口とロッド側排出開口が連通可能で、油圧シリンダのロッド側油圧ホースが接続されるロッド側コントロールポートと、油圧供給源の油圧供給ホースが接続されるプレッシャーポートと、油圧供給源の油圧回収側が接続されるリターンポートが形成されている。
【０００５】
前記スプールは、電磁バルブのＯＮ・ＯＦＦ制御やコイルに流れる磁束によるトルク制御を利用した油圧制御等によりスリーブ内を摺動し、前述した供給開口や排出開口の開閉を行っている。その結果、油圧シリンダ側に対して供給及び排出される動作油の流路の切り換えを行い、ロッドの進退制御を行っている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
通常、油圧サーボ弁は、様々なタイプ（片ロッドシリンダや両ロッドシリンダ、有効径やストロークの異なるシリンダ等）の油圧シリンダに接続できるように、前述した供給開口や排出開口は同一形状に形成され、供給開口及び排出開口の開閉面積関係はロッドの前進時と後退時とで、同一になるようにしている。
【０００７】
しかし、例えば、片ロッドタイプの油圧シリンダでは、ヘッド側油圧室とロッド側油圧室とでは、その断面積が異なっているため、供給開口と排出開口とが同一形状の油圧サーボ弁で制御を行った場合、ロッドの駆動方向が切り替わる時、ヘッド側油圧室で作用する圧力とロッド側油圧室で作用する圧力が異なってしまう。そのため、切り替わりの前後で、例えば、ヘッド側油圧室に着目すると、そこに作用する圧力は急激に変化（圧力ジャンプ）してしまう。図１０（ａ），（ｂ）に片ロッド油圧シリンダを駆動した場合のシュミレーション結果を示す。図１０（ａ）は、目標値（油圧シリンダシステム側からのヘッド（ロッド）位置の目標値）とロッド（ヘッド）の変位を示し、図１０（ｂ）は、その時のヘッド側油圧室の圧力Ｐ１とロッド側油圧室の圧力Ｐ２の変化を示している。図１０（ａ）において、横軸の時間０．０４の時にロッドの前進が開始され、時間０．０５の時に前進から後退に切り替わっている（目標値に対してオーバランしているので、フィードバック制御がかかっている）。その後、時間０．０９まで僅かずつ後退し時間０．０９以降ロッドの本格的な後退が開始されている。図１０（ｂ）に示すように、ロッドの駆動方向が切り替わる時、時間０．０４付近と時間０．０５付近でヘッド側油圧室の圧力Ｐ１とロッド側油圧室の圧力Ｐ２がそれぞれ急激に変化している。ロッドの駆動方向が切り替わる時に、圧力Ｐ１，Ｐ２が変動する原因を以下に示す。
【０００８】
まず、油圧の基本的な関係式を示す。ベルヌーイの定理より同一流線上では以下の式が成り立つ。
【０００９】
【数１】
0003574769.tif 000002
この条件で、下流側速度Ｖ２を求めると以下のようになる。
【００１０】
【数２】
0003574769.tif 000003
そして、流線を通る面積をＳとすれば、単位時間に流れる流量Ｑは以下の式で表される。ただし、流量係数（補正係数）をＣとする。
【００１１】
【数３】
0003574769.tif 000004
上述の関係に基づき、片ロッドシリンダを油圧サーボ弁で制御して、油圧シリンダのロッドが前進及び後退する場合の挙動について説明する。なお、以下の説明において、油圧シリンダのヘッド側サーボ弁上流開口面積（第一供給開口の開口面積）Ｓ１、ロッド側サーボ弁下流開口面積（第一排出開口の開口面積）Ｓ２、ロッド側サーボ弁上流開口面積（第二供給開口の開口面積）Ｓ３、ヘッド側サーボ弁下流開口面積（第二排出開口の開口面積）Ｓ４とし、油圧シリンダのヘッド側油圧室の断面積Ａ１、ロッド側油圧室の断面積Ａ２、ロッドの前進時のヘッド側圧力Ｐ１ｇ、ロッドの前進時ロッド側圧力Ｐ２ｇ、ロッドの後退時のヘッド側圧力Ｐ１ｒ、ロッドの後退時ロッド側圧力Ｐ２ｒ、ロッドの前進速度Ｖｇ、ヘッド側を基準にしたロッドの前進速度Ｖｇ１、ロッド側を基準にしたロッドの前進速度Ｖｇ２、ロッドの後退速度Ｖｒ、ヘッド側を基準にしたロッドの後退速度Ｖｒ１、ロッド側を基準にしたロッドの後退速度Ｖｒ２、ロッドにかかる外力Ｆ、油圧供給源の供給圧力ＰＳ、とする。
【００１２】
油圧シリンダに働く力のバランス式と流体の連続の式は、前進の場合と後退の場合とで以下のようになる。
【００１３】
【数４】
0003574769.tif 000005
そして、片ロッドシリンダの油圧室の面積の一例としてＡ１／Ａ２＝２の場合（Ｆ＝０とする）、（式１）の力のバランスがＡ１Ｐ１ｇ＝Ａ２Ｐ２ｇとなり、Ｐ１ｇ＝１／２Ｐ２ｇとなり、（式２）に代入する。同様に、（式３）の力のバランスがＡ１Ｐ１ｒ＝Ａ２Ｐ２ｒとなり、Ｐ１ｒ＝１／２Ｐ２ｒとなり、（式４）に代入すると、（式５）に示しようにＶｇ１，Ｖｇ２，Ｖｒ１，Ｖｒ２が求まる。
【００１４】
【数５】
0003574769.tif 000006
この時、Ｐ２ｇ及びＰ２ｒを０〜ＰＳまで変化させると、（式５）のＶｇ１，Ｖｇ２，Ｖｒ１，Ｖｒ２は、図１１（ａ），（ｂ）のようになる。図１１（ａ）において、Ｖｇ１とＶｇ２の交点が前進時の動作点であり、図１１（ｂ）において、Ｖｒ１とＶｒ２の交点が後退時の動作点である。すなわち、前進時と後退時の動作点が異なるため、ロッドの駆動方向の切り替え時に圧力ジャンプが発生する。
【００１５】
この圧力ジャンプが起こるときには、動作油の急激な流れが発生する。この急激な動作油の流れは、衝撃力として油圧サーボ弁や油圧シリンダに作用し、振動や騒音の原因に成ってしまうという問題がある。また、局部的に発生するキャビテーションにより油圧サーボ弁を構成している材料の壊食を招く。さらに、切り替わり時の圧力ジャンプは、動作油の急激な流速の変化を招く。その結果、油圧サーボ弁の動作指令に対する実際のロッドの動作応答性の違いに繋がり、ロッドの前進と後退を同一の応答特性で制御することが困難であるという問題がある。
【００１６】
本発明は、上記課題に鑑みなされたものであり、油圧シリンダの前進と後退の切り替わり時に発生する振動や騒音を低減すると共に、油圧シリンダの前進と後退における応答性の均一化を行うことができる油圧サーボ弁を提供することを目的とする。
【００１７】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成るために、本発明は、油圧シリンダのロッドを所定方向に駆動するために油圧供給源からの動作油を前記油圧シリンダの第一油圧室に供給する第一供給開口及びそれに伴う油圧シリンダからの排出油を回収する第一排出開口と、前記油圧シリンダのロッドを逆方向に駆動するために動作油を油圧シリンダの第二油圧室に供給する第二供給開口及びそれに伴う油圧シリンダからの排出油を回収する第二排出開口と、を形成可能なスリーブと、前記スリーブ内を摺動して前記第一供給開口と第一排出開口及び第二供給開口と第二排出開口の開口状態を決定するスプールと、を含む油圧サーボ弁において、前記第一供給開口と第二排出開口の開口面積比が第一排出開口と第二供給開口の開口面積比に等しく、かつ前記第二供給開口と第一排出開口の開口面積比が前記第一油圧室と第二油圧室の面積比の平方根に等しいことを特徴とする。
【００１８】
この構成によれば、開口面積比を油圧シリンダの第一油圧室と第二油圧室の断面積に応じて変化させることで、第一油圧室と第二油圧室の動作圧力の調節を行うことができるので、油圧シリンダのロッドの前進と後退の切り替わり時に圧力差を生じないようにすることができ、動作油の急激な流れを防止することが可能になリ、切り替わり時のキャビテーションの発生防止と振動や騒音の発生を低減することができると共に、動作油の流速の急激な変化も防止することができ、ロッドの前進時と後退時の応答性の差異を低減することができ、かつ動作油の流速をロッドの前進時と後退時とで等しくすることができるので、特に片ロッドタイプの油圧シリンダで外力の付加を無視する場合、ロッドの前進時と後退時の応答性の差異を低減することができる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好適な実施の形態（以下、実施形態という）を図面に基づき説明する。
【００２４】
油圧サーボ弁のスプールを駆動制御する方式には、スプールを電磁コイル等を用いて直接制御する直動方式やノズルフラッパと呼ばれる揺動子を電磁コイル等で駆動してノズルフラッパに作用している油圧バランスを変化させて、その油圧バランスの変化でスプールを駆動する間接駆動方式等がある。前記直動方式が制御信号のＯＮ・ＯＦＦによりスプールを間欠的に駆動し、それによるスプールの動きをフィードバックして位置制御を行っているのに対して、ノズルフラッパを用いた間接駆動方式では、ノズルフラッパの揺動量を電磁コイルに供給する信号によって任意に制御できるためスプールも連続的に駆動することが可能であり、微妙なスプールの制御を行うことができる。すなわち、油圧サーボ弁で制御する油圧シリンダに対して微妙な駆動制御を行うことができる。
【００２５】
本実施形態では、図１に示すようにノズルフラッパを用いた間接駆動方式で制御する油圧サーボ弁を例に取って説明する。図１において、油圧サーボ弁本体１０のハウジングの表面に積層される形でノズルフラッパ本体１２が配置されている。ノズルフラッパ本体１２の内部には、電機子（アーマチュア）１４とコイル１６と永久磁石（不図示）を有するトルクモータ１８が配置されている。コイル１６は入力制御信号に応じて磁界を発生し、永久磁石との相互作用により、電機子１４にトルクを及ぼす。すなわち電機子１４はコイル１６の磁界に応じて図面に垂直な軸に対して時計回り又は反時計回りに傾斜する。前記電機子１４にはノズルフラッパ２０が接続され、このノズルフラッパ２０は一対の対向するノズル２２ａ，２２ｂの間に配置されている。
【００２６】
油圧サーボ弁本体１０で油圧供給源（不図示）が接続されるプレッシャーポートＰｓからの流路は、油圧サーボ弁本体１０内部で分岐し、その一部は、フィルタ２４及びその両端側に配置されたオリフィス２６ａ，２６ｂに連通している。そして、オリフィス２６ａ，２６ｂの下流で、更に流路が分岐し、一方は前記ノズル２２ａ，２２ｂに連通し、他方は、油圧サーボ弁本体１０内部のスリーブ２８の内径部を摺動するスプール３０の両端側の圧力室３２ａ，３２ｂに連通している。また、前記油圧サーボ弁本体１０には、駆動対象である油圧シリンダ（不図示）のヘッド側油圧室（第一油圧室）に接続され動作油圧の供給及び排出を行うコントロールポートＰ１と、ロッド側油圧室（第二油圧室）に接続され動作油圧の供給及び排出を行うコントロールポートＰ２が形成されている。このコントロールポートＰ１，Ｐ２は油圧シリンダの第一油圧室または第二油圧室に動作油を供給する場合、前記プレッシャーポートＰｓと連通する。更に、油圧サーボ弁本体１０には、コントロールポートＰ１，Ｐ２を介して回収された第一油圧室または第二油圧室からの動作油を油圧供給源に戻すリターンポートＲが形成されている。なお、ノズル２２ａ，２２ｂを通過する動作油の量は微量であるが、通過した動作油はリターンポートＲに戻る。
【００２７】
前記スプール３０は、複数のフランジを有する円筒形状を呈している。一方、スリーブ２８は壁面に複数の窓を有している。そして、前記スプール３０がスリーブ２８内部を摺動することによりフランジと窓の位置関係が変化し、開口が形成され、プレッシャーポートＰｓ、コントロールポートＰ１，Ｐ２、リターンポートＲの連通状態の切り換えを行い、油圧シリンダのロッドの進退駆動を行っている。図１において、前記開口は、プレッシャーポートＰｓとコントロールポートＰ１とを連通して、動作油を油圧シリンダのヘッド側油圧室に供給する第一供給開口Ｓ１と、コントロールポートＰ２とリターンポートＲを連通して、油圧シリンダのロッド側油圧室から排出された動作油を油圧供給源に戻す第一排出開口Ｓ２と、プレッシャーポートＰｓとコントロールポートＰ２とを連通して、動作油を油圧シリンダのロッド側油圧室に供給する第二供給開口Ｓ３と、コントロールポートＰ１とリターンポートＲを連通して、油圧シリンダのヘッド側油圧室から排出された動作油を油圧供給源に戻す第二排出開口Ｓ４である。
【００２８】
次に、スプール３０の動作概略を示す。前記電機子１４は入力制御信号を受けたコイル１６が発生する磁界と永久磁石の磁界の相互作用により傾斜する。その結果、電機子１４に接続されたノズルフラッパ２０が揺動し、ノズル２２ａ側とノズル２２ｂ側とで動作油の流れ易さが変化する。その結果、ノズル２２ａ，２２ｂのノズル背圧Ｐｎ１，Ｐｎ２（圧力室３２ａ，３２ｂにおける圧力と同じ）に差を生じる。例えば、電機子１４が反時計回りに回転しノズルフラッパ２０が右に傾いた場合、ノズル２２ｂ側の動作油が流れ難くなり、ノズル背圧Ｐｎ２が高くなり、逆にノズル２２ａ側の動作油が流れ易くなり、ノズル背圧Ｐｎ１が低くなる。その結果、スプール３０はこのノズル背圧差によりスリーブ２８内を図中左方向に変位する。なお、この変位はスプール３０に接続されたフィードバックばね３４によりノズルフラッパ２０にフィードバックされる。このフィードバックによりノズルフラッパ２０が中心位置に戻り、ノズル背圧Ｐｎ１＝Ｐｎ２、すなわちノズル背圧差が０となる位置で、スプール３０は平衡し停止する。図１において例えば左にスプール３０が変位した場合、前記第一供給開口Ｓ１と第一排出開口Ｓ２が開き、動作油を油圧シリンダのヘッド側油圧室に供給すると同時に、ロッド側油圧室から動作油を排出させて、油圧シリンダのロッドを前進方向（突出方向に）移動させる。また、右にスプール３０が変位した場合、前記第二供給開口Ｓ３と第二排出開口Ｓ４が開き、動作油を油圧シリンダのロッド側油圧室に供給すると同時に、ヘッド側油圧室から動作油を排出させて、油圧シリンダのロッドを後退方向（引込み方向に）移動させる。
【００２９】
また、入力制御信号が０の場合、電機子１４は傾斜せず、ノズルフラッパ２０はノズル２２ａ，２２ｂの中央に位置する。その結果、ノズル背圧Ｐｎ１＝Ｐｎ２となり、スプール３０中央の位置から変位しない。そのため、コントロールポートＰ１，Ｐ２とプレッシャーポートＰｓ、リターンポートＲとの間をスプール３０が閉鎖しているので、動作油は流れず、油圧サーボ弁１０の出力は０である。
【００３０】
このように、トルクモータ１８への入力制御信号が各開口の開度を制御するので、被制御系である油圧シリンダのロッドの駆動力も入力制御信号によって制御される。
【００３１】
本実施形態の特徴的事項は、第一供給開口Ｓ１と、第一排出開口Ｓ２と、第二供給開口Ｓ３と、第二排出開口Ｓ４の開口面積比を油圧シリンダの第一油圧室と第二油圧室の断面積比に応じて、決定することによって、油圧シリンダのロッドの駆動方向が切り替わるときの第一油圧室や第二油圧室に対する動作油の圧力変動や速度変動を防止しているところである。
【００３２】
すなわち、ロッドの駆動方向が切り替わるときに第一油圧室及び第二油圧室に与えられる力が等しくなるように動作油を供給することによって、第一油圧室または第二油圧室における圧力ジャンプを防止することができる。
【００３３】
先に述べた油圧の基本的な関係式に基づき、片ロッドシリンダを油圧サーボ弁で制御した場合の挙動について詳細に説明する。まず、図２を用いて、油圧シリンダのロッドが前進する場合について説明する。図２は、図１の油圧サーボ弁に接続される片ロッドタイプの油圧シリンダ３６のロッド３８が前進する場合の状態概念図であり、コントロールポートＰ１を介して第一供給開口Ｓ１がヘッド側油圧室（第一油圧室）３６ａに接続され、コントロールポートＰ２を介して第一排出開口Ｓ２がロッド側油圧室（第二油圧室）３６ｂに接続されている状態を示している。この時の油圧シリンダの挙動は、以下の式で示すことができる。なお、第一供給開口を示すＳ１は、以下に示す式においてヘッド側サーボ弁上流開口面積、すなわち第一供給開口の開口面積を示すものとする。同様にＳ２は、ロッド側サーボ弁下流開口面積、すなわち第一排出開口の開口面積を示すものとする。また、Ａ１は、ヘッド側油圧室３６Ａの断面積、Ｐ１ｇは、ロッド３８の前進時のヘッド側圧力、Ａ２は、ロッド側油圧室３６ｂの断面積、Ｐ２ｇは、ロッド３８の前進時ロッド側圧力、Ｆは、ロッド３８にかかる外力、Ｖｇは、ロッド３８の前進速度、ＰＳは、油圧供給源の供給圧力とする。
【００３４】
この時、力のバランスから（式６）が導き出され、前述した基本関係式に基づき（式７）が導き出される。
【００３５】
【数６】
0003574769.tif 000007
そして、（式６）及び    （式７）を解き、Ｐ１ｇ，Ｐ２ｇ，Ｖｇを求めると以下のようになる。
【００３６】
【数７】
0003574769.tif 000008
一方、図３は、図１の油圧サーボ弁に接続される片ロッドタイプの油圧シリンダ３６のロッド３８が後退する場合の状態概念図であり、コントロールポートＰ１を介して第二排出開口Ｓ４がヘッド側油圧室３６ａに接続され、コントロールポートＰ２を介して第二供給開口Ｓ３がロッド側油圧室３６ｂに接続されている状態を示している。この時の油圧シリンダの挙動は、以下の式で示すことができる。なお、第二排出開口を示すＳ４は、以下に示す式においてヘッド側サーボ弁下流開口面積、すなわち第二排出開口の開口面積を示すものとする。同様にＳ３は、ロッド側サーボ弁上流開口面積、すなわち第二供給開口の開口面積を示すものとする。また、Ｐ１ｒは、ロッド３８の後退時のヘッド側圧力、Ｐ２ｒは、ロッド３８の後退時ロッド側圧力、Ｖｒは、ロッド３８の後退速度とする。そして、上述した前進時と同様な手順により、Ｐ１ｒ，Ｐ２ｒ，Ｖｒを求めると以下のようになる。
【００３７】
【数８】
0003574769.tif 000009
前述したように、ロッド３８の前進と後退の切り替わり時に圧力ジャンプを発生させないためには、前進及び後退でヘッド側及びロッド側の油圧室３６ａ，３６ｂで発生する圧力に変化が無くなればよい（Ｐ１ｇ＝Ｐ１ｒ）。その条件を求めると以下のようになる。ただし、この時、Ｆ＝０として計算する。
【００３８】
（式８）及び（式１３）及びＦ＝０より
【数９】
0003574769.tif 000010
この時、Ｐ１ｇ＝Ｐ１ｒより
【数１０】
0003574769.tif 000011
従って、（式１６）を満たす条件は、以下のようになる。
【００３９】
（Ｓ２／Ｓ１）＝（Ｓ３／Ｓ４）かつ（Ａ１／Ａ２）＝（Ｓ１／Ｓ２）・・・条件１
同様に、Ｐ２ｇ＝Ｐ２ｒとなる条件を求めると以下のようになる。
【００４０】
【数１１】
0003574769.tif 000012
この（式１７）を満たす条件も（式１６）を満たす条件と同じになる。
【００４１】
従って、条件１を満たすように、ヘッド側油圧室３６ａの断面積Ａ１とロッド側油圧室３６ｂの断面積Ａ２の比に基づき、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第一供給開口Ｓ３、第一排出開口Ｓ４の面積比を決定すれば、油圧シリンダ３６の前進と後退の切り替わり時に圧力変動を起こさせなくすることができる。
【００４２】
この条件で、図２，図３のように油圧シリンダ３６を駆動した場合のシュミレーション結果を図４（ａ），（ｂ）に示す。図４（ａ）は、図１０（ａ）と同様に、目標値（油圧シリンダシステム側からのヘッド（ロッド）位置の目標値）とロッド３８（ヘッド）の変位を示し、図４（ｂ）は、その時のヘッド側油圧室３６ａの圧力Ｐ１とロッド側油圧室３６ｂの圧力Ｐ２の変化を示している。図４（ａ）において、横軸の時間０．０４の時にロッドの前進が開始され、時間０．０５の時に前進から後退に切り替わっている（目標値に対してオーバランしているので、フィードバック制御がかかっている）。その後、時間０．０９まで僅かずつ後退し時間０．０９以降ロッドの本格的な後退が開始されている。図４（ｂ）と図１０（ｂ）の比較から明らかなように、上述の（式１６）の条件を満たせば、ヘッド側油圧室３６ａの圧力Ｐ１及びロッド側油圧室３６ｂの圧力Ｐ２の急激な変化は無くなる。つまり、急激（衝撃的）な動作油の流れが防止され、振動や騒音を回避することができる。
【００４３】
しかしながら、図４（ａ）に示されるように、ロッド（ヘッド）の変位速度（応答性）が前進時（時間０．０４以降）と後退時（時間０．０９以降）で異なっている。工作機械や各種設備を動作させる場合、前進時と後退時とで、同じ応答性であることが望ましい。従来では、応答性を同じにするため、複雑な制御を行っていた。本実施形態においては、この応答性の均一化も実現する。つまり、前述した（式１０）及び（式１４）よりＶｇ２  ＝Ｖｒ２となる条件を算出する（ヘッド側油圧室３６ａ側で考えた場合）。この場合もＦ＝０として計算する。
【００４４】
【数１２】
0003574769.tif 000013
従って、（式１８）を満たす条件は、以下のようになる。
【００４５】
（Ｓ１／Ｓ２）＝（Ｓ４／Ｓ３）かつ（Ａ１／Ａ２）＝（Ｓ３／Ｓ２）２・・・条件２
同様に、ロッド側油圧室３６ｂ側で考えた場合、Ｖｇ２  ＝Ｖｒ２となる条件を求めると以下のようになる。
【００４６】
【数１３】
0003574769.tif 000014
この（式１９）を満たす条件も（式１８）を満たす条件と同じになる。
【００４７】
従って、条件２を満たすように、ヘッド側油圧室３６ａの断面積Ａ１とロッド側油圧室３６ｂの断面積Ａ２の比に基づき、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第一供給開口Ｓ３、第一排出開口Ｓ４の面積比を決定すれば、油圧シリンダ３６の前進時と後退時の応答性を同じにすることができる。
【００４８】
この条件で、図２，図３のように油圧シリンダ３６を駆動した場合のシュミレーション結果を図５（ａ），（ｂ）に示す。図５（ａ）と図１０（ａ）の比較から明らかなように、上述の（式１３）の条件を満たせば、ロッドの前進時と後退時で変位速度（応答性）が等しくなる。つまり、複雑な制御を行うことなく容易な制御で安定した油圧シリンダ（特に片ロッドタイプ）の駆動制御を行うことが可能なる。
【００４９】
以上のことから条件１及び条件２にを満たすように、ヘッド側油圧室３６ａの断面積Ａ１とロッド側油圧室３６ｂの断面積Ａ２の比に基づき、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第一供給開口Ｓ３、第一排出開口Ｓ４の面積比を決定し、図２，図３のように油圧シリンダ３６を駆動した場合のシュミレーション結果を図６（ａ），（ｂ）に示す。図６（ａ），（ｂ）と図１０（ａ），（ｂ）の比較から明らかなように、油圧シリンダ３６の前進と後退の切り替わり時に圧力変動を起すことなく、かつロッドの前進時と後退時で変位速度（応答性）を等しくすることが可能になり、容易な制御で良好な油圧シリンダの駆動制御を行うことができる。
【００５０】
ところで、ヘッド側油圧室３６ａの断面積Ａ１とロッド側油圧室３６ｂの断面積Ａ２の比に基づき、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第一供給開口Ｓ３、第二排出開口Ｓ４の面積比を決定する場合の方法としては、図１に示るスリーブ３８やスプール３０の形状を適宜変更し、スプール３０が摺動した場合に形成される第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第二供給開口Ｓ３、第二排出開口Ｓ４の面積を決定することができる。図７（ａ）にスリーブ２８の断面図、図７（ｂ）にスプール３０の断面図を示す。
【００５１】
図７（ａ）に示すように、スリーブ２８の壁面には、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第二供給開口Ｓ３、第二排出開口Ｓ４を形成するための開口２８ａ１〜２８ａ４及び、コントロールポートＰ１，Ｐ２、リターンポートＲが接続される開口２８ｂ，２８ｃ，２８ｄが形成されている。一方、図７（ｂ）に示すように、スプール３０には、フランジ３０ａ１〜３０ａ４が形成されている。開口２８ａ１〜２８ａ４及びフランジ３０ａ１〜３０ａ４の組み合わせにより、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第二供給開口Ｓ３、第二排出開口Ｓ４の開口面積が決定される。
【００５２】
図８（ａ），（ｂ）には、ヘッド側油圧室３６ａの断面積Ａ１とロッド側油圧室３６ｂの断面積Ａ２の比が２：１の場合に、ロッドの前進時と後退時に圧力変動が無く、また速度変化（応答性の変動）もない状態を実現するために、スリーブ２８の断面形状を変化させた状態を示している。図８（ａ）は、ロッドを前進させるためにスプール３０が図中左方向に移動している状態を示し、図８（ｂ）は、ロッドを後退させるためにスプール３０が図中右方向に移動している状態を示している。前述したように、スプール３０は摺動するのみであるので、その摺動動作で第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第二供給開口Ｓ３、第二排出開口Ｓ４の開口面積を個々に変化させることはできない。そのため、スプール３０のフランジ３０ａ１〜３０ａ４が同一形状の場合、スリーブ２８側の断面形状を変えている。断面積Ａ１と断面積Ａ２の比が２：１の場合、上述した条件１及び条件２を満たすためには、図８（ａ），（ｂ）に示すように、第二排出開口Ｓ４で形成される動作油の流路を基準（１００％）にした場合、第一供給開口Ｓ１で形成される動作油の流路は７０％、第一排出開口Ｓ２が３５％、第二供給開口Ｓ３が５０％となるようにスリーブ２８の断面形状の加工をする。このような断面形状（流路）にすることにより、スプール３０の摺動動作のみで、最適な動作油の流路を形成することができる。もちろん、必要に応じて、条件１のみを満たすようにスリーブ２８側の断面形状を選択してもよいし、条件２のみを満たすようにスリーブ２８側の断面形状を選択してもよい。また、図８（ａ），（ｂ）では、流路が４カ所形成できるように４分割している例を示しているが、分割数は任意であり、例えば２分割等でもよい。なお、加工性や対象性を考慮すると、分割数は偶数で２または４を選択するのが好ましい。
【００５３】
また、図９（ａ）〜（ｄ）に示すように、スリーブ２８の開口２８ａ１〜２８ａ４の形状を同一として、スプール３０のフランジ３０ａ〜３０ｄの形状を切り欠くことによって変化させて、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第二供給開口Ｓ３、第二排出開口Ｓ４の開口面積比を決めてもよい。もちろんこの場合もフランジの切り欠き数や切り欠き方は任意であり、適宜選択可能であり本実施形態と同様な効果を得ることができる。
【００５４】
なお、前述した条件１及び条件２の算出を行う際に、Ｆ＝０として、計算を行ったが、Ｆを考慮して、計算する場合、前記（式８）〜（式１５）を利用すると、Ｐ１ｇ，Ｐ１ｒ，Ｐ２ｇ，Ｐ２ｒは以下のようになる。
【００５５】
【数１４】
0003574769.tif 000015
この時、Ｐ１ｇ＝Ｐ１ｒとなる条件、または、Ｐ２ｇ＝Ｐ２ｒとなる条件を求めると、以下のようになる。
【００５６】
（Ｓ１／Ｓ２）＝（Ｓ４／Ｓ３）かつ（Ｓ１／Ｓ２）＝（Ａ１／Ａ２）
一方、ヘッド側油圧室３６ａ側で考えた場合のＶｇ２、Ｖｒ２は以下のようになる。
【００５７】
【数１５】
0003574769.tif 000016
また、ロッド側油圧室３６ｂ側で考えた場合のＶｇ２、Ｖｒ２は以下のようになる。
【００５８】
【数１６】
0003574769.tif 000017
そして、Ｖｇ２  ＝Ｖｒ２となる条件を求めると、ヘッド側油圧室３６ａ側及びロッド側油圧室３６ｂ側、いずれの場合も以下のようになる。
【００５９】
【数１７】
0003574769.tif 000018
すなわち、片ロッド油圧シリンダで外力Ｆを考慮する場合でも、ヘッド側油圧室３６ａの断面積Ａ１とロッド側油圧室３６ｂの断面積Ａ２の比に基づき、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第二供給開口Ｓ３、第二排出開口Ｓ４の面積比を決定すれば、前進と後退の切り替わり時の急激な圧力変動を防止することができると共に、ヘッド側油圧室３６ａの断面積Ａ１とロッド側油圧室３６ｂの断面積Ａ２の比に補正を加えて、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第二供給開口Ｓ３、第二排出開口Ｓ４の面積比を決定すれば、前進時と後退時の応答性の均一化も行うことが可能になる。さらに、その圧力変動の防止と応答性の均一化の両立も行うことが可能になる。
【００６０】
なお、上述した構成は、一例であり、ヘッド側油圧室３６ａの断面積Ａ１とロッド側油圧室３６ｂの断面積Ａ２の比に基づき、第一供給開口Ｓ１、第一排出開口Ｓ２、第二供給開口Ｓ３、第二排出開口Ｓ４の面積比を決定する構成であれば、同様な効果を得ることができる。また、図１においては、ノズルフラッパを用いて油圧でスプールを動作させるシステムを示しているが、電磁バルブ等によりスリーブを直接機械的に動作させるタイプの油圧サーボ弁システム等にも本実施形態を適用することが可能であり同様な効果を得ることができる。
【００６１】
また、参考のため、両ロッド油圧シリンダ（ヘッドの左右の面積Ａ１＝Ａ２）で外力Ｆを考慮する場合について以下に示す。前記（式８）〜（式１５）を利用すると、Ｐ１ｇ，Ｐ１ｒ，Ｐ２ｇ，Ｐ２ｒは以下のようになる。
【００６２】
【数１８】
0003574769.tif 000019
この時、Ｐ１ｇ＝Ｐ１ｒとなる条件、または、Ｐ２ｇ＝Ｐ２ｒとなる条件を求めると、以下のようになる。
【００６３】
（Ｓ１／Ｓ２）＝（Ｓ３／Ｓ４）かつ（Ｓ３／Ｓ４）＝１
つまり、Ｓ１＝Ｓ２＝Ｓ３＝Ｓ４となる。
【００６４】
一方、ヘッド側油圧室３６ａ側で考えた場合のＶｇ２、Ｖｒ２は以下のようになる。
【００６５】
【数１９】
0003574769.tif 000020
また、ロッド側油圧室３６ｂ側で考えた場合のＶｇ２、Ｖｒ２は以下のようになる。
【００６６】
【数２０】
0003574769.tif 000021
そして、Ｖｇ２  ＝Ｖｒ２となる条件を求めると、ヘッド側油圧室３６ａ側及びロッド側油圧室３６ｂ側、いずれの場合も以下のようになる。
【００６７】
【数２１】
0003574769.tif 000022
すなわち、両ロッド油圧シリンダで外力Ｆを考慮する場合、前進と後退の切り替わり時の急激な圧力変動を防止と、前進時と後退時の応答性の均一化は、個々に行うことは可能であるが、その圧力変動の防止と応答性の均一化の両立を行うことはできないことがわかる。
【００６８】
【発明の効果】
本発明によれば、油圧サーボ弁のスプールとスリーブで形成される開口面積比を油圧シリンダの第一油圧室と第二油圧室の断面積に応じて変化させることで、第一油圧室と第二油圧室の動作圧力の調節を行うことができるので、油圧シリンダのロッドの前進と後退の切り替わり時に圧力差を生じないようにすることができる。従って、動作油の急激な流れを防止することが可能になり、切り替わり時の振動や騒音の発生を低減することができる。また、動作油の流速の急激な変化も防止することができるので、ロッドの前進時と後退時の応答性の差異を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を適用する油圧サーボ弁の概略構成図である。
【図２】片ロッドシリンダを油圧サーボ弁で制御して、ロッドを前進させる場合の挙動を説明するための説明図である。
【図３】片ロッドシリンダを油圧サーボ弁で制御して、ロッドを後退させる場合の挙動を説明するための説明図である。
【図４】本発明の係る油圧サーボ弁を用いて、ロッドの前進と後退の切り替わり時に圧力変動が防止されることを説明する説明図である。
【図５】本発明の係る油圧サーボ弁を用いて、前進時と後退時でロッドの応答性が均一化されることを説明する説明図である。
【図６】本発明の係る油圧サーボ弁を用いて、ロッドの前進と後退の切り替わり時の圧力変動の防止及び前進時と後退時でロッドの応答性の均一化の両立が行われることを説明する説明図である。
【図７】本発明を適用する油圧サーボ弁のスリーブとスプールの構成を説明する概略説明図である。
【図８】本発明を適用する油圧サーボ弁の好適な開口面積比を得るためのスリーブの形状の一例を説明する説明図である。
【図９】本発明を適用する油圧サーボ弁の好適な開口面積比を得るためのスプールの形状の一例を説明する説明図である。
【図１０】従来の油圧サーボ弁で、ロッドの前進と後退の切り替わり時に圧力変動及び前進時と後退時でロッドの応答性の変動が発生することを説明する説明図である。
【図１１】片ロッドシリンダの前進時と後退時の動作点を説明する説明図である。
【符号の説明】
１０  油圧サーボ弁本体、１２  ノズルフラッパ本体、１４  電機子（アーマチュア）、１６  コイル、１８  トルクモータ、２０  ノズルフラッパ、２２ａ，２２ｂ  ノズル、２４  フィルタ、２６ａ，２６ｂ    オリフィス、２８  スリーブ、３０  スプール、３２ａ，３２ｂ  圧力室、Ｓ１  第一供給開口（ヘッド側サーボ弁上流開口面積）、Ｓ２  排出開口（ロッド側サーボ弁下流開口面積）、Ｓ３  第二供給開口（ロッド側サーボ弁上流開口面積）、Ｓ４  第二排出開口（ヘッド側サーボ弁下流開口面積）。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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