KYB技報

第59号

2019―10

技術解説

水圧用容積式圧力変換装置に関する開発と応用※
Development and Application of Active Charge Accumulator
for Water Hydraulics

吉 田 太 志YOSHIDA Futoshi

要旨
水圧用容積式圧力変換装置（以下，ACA：ActiveCharge Accumulator）は，水道水を作動流体として，ひとつの圧力源から複数の異なる圧力へ圧力調整弁を用いずに増圧・減圧することが可能なシステムである．ACAのアプリケーションとして，搬送や把持等を主体とする基本の回路圧力が5MPa程度のシステムの中で例えば食肉加工におけるプレス，切断等の特殊機能の駆動に10MPa程度を要するシステムを想定している．本報では，特にACAを用いた増圧過程に着目した基本特性の実験と解析による比較検証，及び実際の産業機械への応用を想定してACAでシリンダを動作させる実験を行った結果を報告する．更に，基本特性での実験と解析の結果から数式モデルの妥当性を示した．また，ACAから増圧力を供給しながら，シリンダの伸縮の制御が可能であることを示した．加えて，実験と解析結果の比較から，増圧過程とシリンダ動作を制御する切換弁の開閉タイミングがシリンダの伸縮回数に影響を及ぼすことを明らかにした．

Abstract
The Active Charge Accumulator（ACA）enables fluid pressure conversion from a single pressure source into different pressure levels（upper/lower）without using a pressure-regulating valve
in a water hydraulic circuit which uses ‘Tap water’ as a working fluid. The ACA is assumed to be
utilized in a system that requires approximately
10MPa pressure to drive several special machines
and tools such as pressing and cutting for meat
processing, among systems that require approximately 5MPa of basic circuit pressure mainly forconveying and holding functions. This study reports an experiment in which an ACA was used
to drive a load cylinder, focusing on the basic
properties of ACA pressure-boosting process, envisioning its application to real-world industrialmachinery. An analytical model for predicting
these properties and comparative verification havebeen proposed. Experimental and analytical results demonstrated the mathematical model’s validity. It is also showed that extension and retraction strokes of the load cylinder can be controlled
as the ACA supplies the boosting pressure. Comparison of our empirical and theoretical findings
revealed that the cycle number of the load cylinder is influenced by the open/close timing of thedirectional control valves that govern the boostingprocess as well as by load-cylinder behavior.

＊The 10th JFPS International Symposium on Fluid Power,（FUKUOKA2017），福岡（2017年10月）にて発表―9―

水圧用容積式圧力変換装置に関する開発と応用

１

諸言

２

ACAによる増圧過程の動作原理

作動流体に水道水を使った駆動技術は，従来の油圧，空気圧，電気駆動に次ぐ，第 ４ の新しい技術で

図 １ は本研究で対象とする二段式ACAの構造を模式的に示している．ACAの内部は，二段のピストンとある．水圧技術は，液圧の特長である高出力，高速制御を実現するとともに安心・安全・衛生という付加価値をもつことから，医療・医薬，食品・飲料，シリンダにより圧力室A，B及びC（Chamber A, B, C）に区切られ，圧力室Cにはアキュムレータが接続されている．ACAのピストン変位xPは，ピストンが最下端にある状態を原点（xP= ０ ）として鉛直上向きを正とした．

半導体製造分野での応用が期待されている．その将来の展望として，水道水圧に相当する1MPa以下から高圧の14MPa程度までを視野に入れた市場展開が進んでいくと言われている１）．このような展望のもと，水圧技術が狙う市場で使用されている機器のN2 ガス
アキュムレータ
圧力室C駆動方法として，油圧，空気圧，電気が混在している．これらの駆動力を液圧レベルに換算すると，高圧から低圧まで幅広いことがわかる．液圧システム
において圧力を調整するためには，一般的に圧力調整弁が使われる．しかし，前述のように異なる液圧レベルが混在するシステムでは，複数の圧力源を必要とするため，装置の大型化や消費電力の増大，また減圧弁を用いることによるエネルギ損失の発生等の課題がある．その解決策として一つの圧力源からの液圧を複数の異なる圧力に減圧・増圧することが可 能 なActive Charge Accumulator（ACA） が 提案されている２）．
ACAに関する従来の研究としては，油圧用ACAを対象としており，これを用いてシリンダの位置制御や力制御の制御性，ACAを用いない場合と比較して消費電力の削減が可能であること等が明らかにされている３）,4）,5）．一方，作動流体を油よりも粘性が低い水にした場合，乏しい潤滑性を起因とするスティックスリップ現象による振動の発生，油に比べて体積弾性係数が高いことによるサージ圧の発生等
油圧とは異なる現象が水圧用ACAの性能を左右することが懸念される．そのため，ACAを水圧システムに応用することを念頭に，その減圧過程に着目した基本特性に関して実験と解析による研究が行われている６）,7）．その結果として，ACAを水圧システムに適用するうえで特に重要だと考えられる負荷流量，および配管等での圧力損失がACAの減圧過程における動作特性に与える影響について報告されている６）,7）．
本報では，増圧過程における基本特性を実験的に明らかにするとともに，その特性を予測するための数学モデルを構築し，解析結果と実験結果の比較から数学モデルの妥当性を検討する．更に，実際のアプリケーションを想定して，ACAによる水圧シリンダの動作実験を行い，その動作特性に関して解析的考察を加える．

二段ピストン
xP
0
圧力室B
圧力室A

図１

二段式ACAの構造

図 ２ は，ACAの増圧過程の動作モードを説明している．⒜～⒞は，それぞれ充填，待機，放出のモードを示している．本システムは， ２ ポート ２ 位置切換弁
VL1，VL3及びVL2（以下，切換弁VL1，VL3，VL2）を介して上流側から低圧部，圧力変換部，高圧部の三つのセクションを持つ．低圧部はポンプから切換弁VL1，VL3までで，供給圧の調整弁，フィルタで構成される．
切換弁VL1，VL3はそれぞれ圧力室A，Bと導通する．
圧力変換部は切換弁VL1，VL3及びVL2の間とし，圧力室Aは，切換弁VL1とVL2が導通している．圧力室Bは切換弁VL4を介してタンクラインと導通している．高圧部は切換弁VL3から下流でアクチュエータの負荷抵抗を模擬するためのニードル弁VL5を取り付けた．負荷抵抗はニードル弁VL5の開口量により調整した．表 １
は増圧過程の動作を制御するための切換弁VL1～VL4の開閉状態を示している．表 ２ にACAの主な諸元を示す．
増圧過程の動作は，切換弁VL1～VL4の開閉タイミング，高圧部の圧力PLとその閾値及びピストン変位xPの値に基づいて制御される．充填モードでは，PA≦PminかつxP≦xPminのときに切換弁VL2，VL4を閉，VL1，VL3を開として，低圧部から圧力室A，Bに水を充填する．ピストン変位がxP=xPmaxになると切換弁VL1，VL3の両方が閉じて待機モードとなる．放出モードでは，先に切換弁VL4を開くことで圧力PBが大気圧まで低下すると同時に，圧力PAが圧力室Cに接続したアキュムレータのガス圧Pgに増圧比RTPを乗じた圧力まで増圧される．
その後，切換弁VL2を開くことで，高圧部に増圧され― 10 ―

KYB技報第59号

2019―10た水が放出される．PA≧Pminの間，切換弁VL2は開き続ける．高圧部の圧力PLは，放出モード中は圧力PAと同じになる．その後，PA=Pminになると切換弁VL2とVL4が閉じて前述の充填モードに戻る．これらの ３ つのモー表１

ドが自動制御により断続的に繰返される．高圧部の圧力PLは，負荷絞りの通過流量と切換弁VL1～VL4の開閉タイミングに依存する．

増圧過程の切換弁動作条件

モードVL1

VL2

VL3

VL4

充填開閉開閉待機閉閉閉閉放出

閉開閉

開

表２

ACAの主な仕様

以上の動作原理からわかるようにACAは容積式の流体機器のため，ピストン変位量に制限があり，適当項目

仕様

Pgs
PC

シリンダ

VL6xP
VL3Ps

低圧部

VL4PB

PL

PA

VL2

M

Pt

⒜充填モード

VL6xP
VL4Pt
PL

PA

VL5
VL2

VL1

M

ストローク

100㎜
2.78

圧力室Cに接続したアキュムレータのガス容量

20L

３PC

低圧部

150㎜

理論増圧比RTP

Pgs

Ps

ロッド径な周期で水の充填と放出が行われる．この理由により，実際のアプリケーションとしては，間欠運転で一時的な増圧を必要とするプレス機や切断機等が対象となる．

圧力変換部

PB

250㎜

VL5
高圧部

VL1

VL3

ピストン径

高圧部

ACAを用いたシリンダ制御への応用

図 ３ にACAを用いたシリンダ制御実験の水圧回路図を示す．表 ３ にシリンダの主な諸元を示す．シ
リンダのピストン側の圧力室は，切換弁VL2とVC2を介してACAの圧力室A，切換弁VC4を介してタンクラインにつながる．シリンダのロッド側の圧力室は，切換弁VC1を介してポンプラインと，切換弁VC3がタンクへつながっている．この回路構成により，シリ圧力変換部

ACA増圧回路
Pg⒝待機モード

PC
VL6

Pgs

PB

PC

VL4

Pt

VL3

VL6

PS

xP
VL3

Ps

低圧部

VL4

PB

Pt
PL

PA

VL1

VL2

M

PL

VC2

VL5
VL2

PA

VC1

高圧部

VL1

M

PCB

PCA

VC3

圧力変換部

⒞放出モード
図２

シリンダ制御回路

図３

増圧過程の動作原理― 11 ―

ACAを用いたシリンダ制御

VC4

水圧用容積式圧力変換装置に関する開発と応用

ンダの伸び動作にはACAの増圧力，縮み動作にはポンプ圧力が供給されるため，増圧力を有効に使う

Q・CVout out＝sign（PA－Pt）

ことができる．また，シリンダの動作切換は手動ス
イッチにより行った．
前述のとおり，ACAは容積式の流体機器であり，

2 PA－Ptρ

⑴

ここで，PAは圧力変換部の圧力，Ptはタンク圧，CVoutはバルブフローファクタ（以下，Cv値）とする．
切換弁VL5とVL2は圧力室Aからタンクの間に直列これを用いた増圧過程でシリンダを動作させる際に，に配置している．ここで，負荷抵抗を調整するニー
その伸縮回数はACAの圧力室Aの容積とシリンダのピストン側の圧力室の容積とのバランスで決まる． ドル弁VL5は固定絞りではあるが，切換弁VL2が開くとここでの圧力損失が少ないため，負荷抵抗はVL5
同時にアキュムレータのガス圧すなわち増圧力はこのおける絞りの抵抗が支配的になる．従って，直列れに伴うACAの圧力室Cの容積変化に依存する．表に配置しているVL5とVL2は，一つの切換弁が開閉し２ 及び表 ３ のACAとシリンダの仕様から伸縮可能ていると仮定して等価的に一つのバルブと見なしてな回数を試算すると ８ 回となる．
モデル化した．
表 ３ シリンダの主な仕様
切換弁VL1を通過する流量QL1は式⑵で表す．

４項目

仕様

形式

片ロッドシリンダ

ピストン径40㎜

ロッド径28㎜

ストローク100㎜

定格圧力14MPa

推力 at 14MPa

17.6kN

Q・CL1
 L1＝sign（PS－PA）

Q・CL2
 L3＝sign（PS－PB）

4. １ ACAを用いた増圧過程のモデル化
図 ４ にACAの増圧過程における数式モデルのパラメータ定義図を示す．ここでは，負荷抵抗を固定絞りとしたモデル化について説明する．モデル化は以下の仮定のもとに行った．
ⅰ作動流体の密度，粘度及び体積弾性係数は一定とする．
ⅱACAの圧力室Cの作動水の圧縮性は無視する．
ⅲACAの各室間での漏れはない．
負荷流量Qoutは式⑴のオリフィス流れで表現する．

圧力室 C VC, PC
圧力室 B, VB, PB

QL4

QL1

Qout

Q・CL4 L4＝sign（PB－Pt）

図４

増圧過程の解析モデル

2 PB－Ptρ

ここで，CL4は切換弁VL4のCv値である．
圧力室Aの圧力PAは式⑸，⑹から算出する．
K（QOUT－AA・ẋP）
ṖA＝VA＋ΔVA
ΔVA＝∫AA・ẋP dt

⑶

⑷

⑸
⑹

ここで，VAは圧力室A及び切換弁VL1，VL2を接続する配管から分岐して圧力室Aに導通するまでの容積である．ΔVAはACAのピストン移動に伴う容積変化である．
また，ẋは変位xに対する時間の １ 階微分である．
同様に，圧力室Bの圧力PBは式⑺，⑻から算出する．
dPB
K＝（Q －AB・ẋ）
⑺dt
VB＋ΔVB L3

ポンプ, Ps

圧力室 A, VA, PA

2 PS－PBρ

ここで，PBは圧力室Bの圧力，CL3は切換弁VL3のCv値である．
切換弁VL4を通過する流量QL4は式⑷で表す．

xP

QL3

⑵

ここで，PSはポンプからの供給圧力，CL1は切換
弁VL1のCv値である．
切換弁VL3を通過する流量QL3は式⑶で表す．

解析モデル

アキュムレータ, Vg, Pg

2 PS－PAρΔVB＝∫AB・ẋP dt⑻ここで，VBはACAの圧力室B及び切換弁VL3，VL4を接続する配管から分岐して圧力室Bに導通するまでの容積である．
― 12 ―

KYB技報第59号

圧力室Cに満たされている水は非圧縮性と仮定す
るとPCはアキュムレータのガス圧Pgと同じとなる．
従って，PCは，気体の断熱変化に従うとして式⑼で表す．

2019―10

タンクラインに流れる流量であり，式⒂で表す．
Q・CCAt L7＝sign（PCA－Pt）

2 PCA－Ptρ⒂

ここで，CCAtはシリンダのピストン側の圧力室からタンクラインに流出する際のCv値である．シリン⑼
gsc
ダのピストン側の圧力室の圧力PCAは式⒃で表す．
ΔVCAはシリンダのピストンの移動に伴う容積変化で
ここで，Nはポリトロープ指数（N=1.4），Pgs，Vgs
はアキュムレータの封入ガス圧及びガス容積である． あり式⒄で表す．
dPCAK
アキュムレータの容積の変化量ΔVCは式⑽のように＝（QCout－QL7－ACA・ẋC）
⒃
dt
V＋ΔV
ピストン速度と圧力室Cの断面積で決まる．
CACA
ΔVC＝∫AC・ẋP dt⑽
ΔVCA＝∫ACA・ẋC dt⒄
ピストンの運動方程式は式⑾で表す．
MẍP＝PA･AB＋PB･AB－PC･AC－Ff⑾シリンダのロッド側の圧力室の圧力PCBは式⒅でここでẍPはxPに対する時間の ２ 階微分，Ff はACA表す．ΔVCBはシリンダのピストン移動に伴う容積変のシリンダの摩擦力である．
化であり式⒆で表す．
dPCBK
4. ２ ACAを用いたシリンダ制御モデルへの拡張＝（QL5－QL6＋ACB・ẋC）
⒅
dt
V－ΔV
ここでは，前述の数式モデルに対し，ACAの増CB
CB（Vg（Pgs＋Patm）
Pc＝V ＋ΔV）
N－Patm

圧過程でシリンダを動作させるための数式モデルについて説明する．図 ５ に示すようにシリンダのモデルを追加する．
QCoutは圧力室Aからシリンダのピストン側の圧力室に供給される流量である．QCoutによりシリンダの伸び動作が行われる．従って，式⑴を式⑿のように変更する．
（PL－PCA）
・CCA
QCout＝sign

2 PL－PCAρ⑿ΔVCB＝∫ACB・ẋC dt

シリンダのピストンの運動方程式は式⒇で表す．
MC ẍC＝PCA･ACA－PCB･ACB－kC（･ xC－xC0）－Ff C ⒇xC0 はシリンダが伸び始めてからばねと接触するまでの距離，Ff C はシリンダの摩擦力である．kC は，ばね定数とし，ばねのたわみ量 40㎜以上で 10kN以上の推力を発生するような仕様を設定した．これは，食肉加工機械の一つであるフットカッタへの応用を想定している．

ここで，PCAはシリンダピストン側の圧力，CCAはシリンダのピストン側の圧力室に流入する際のCv値である．
QL5はシリンダの縮み動作において，ポンプライポンプ, PS

2 PS－PCBρ

2 PCB－Pt
ρ⒀QL7

PCB, VCB, ACB

kC
図５５⒁

ここで，CCBtはシリンダのロッド側の圧力室からタンクラインに流出する際のCv値である．
同様にQL7はシリンダのピストン側の圧力室からQCout
QL6

ここで，PCBはシリンダピストン側の圧力，CCBはシリンダのロッド側の圧力室に流入する際のCv値である．
QL6はシリンダのロッド側の圧力室からタンクラインに流れる流量であり，式⒁で表す．
（PCB－Pt）
・CCBt
QL6＝sign

圧力室A, PA

QL5ンからシリンダのロッド側の圧力室に供給される流量であり，式⒀で表す．
Q（PS－PCB）
・CCB
 L5＝sign

⒆

5. １

xC

PCA, VCA, ACA

ACAを用いたシリンダ制御への拡張モデル

結果と考察
基本特性の検証

図 ６ は，図 ３ で示した固定負荷における増圧過程の実験結果と解析結果の比較例である．図中，赤線は解析結果，黒線は実験結果を示している．⒜～⒞― 13 ―

水圧用容積式圧力変換装置に関する開発と応用でほぼ一致している．⒝において，増圧力は，実験結果で13.4MPa，解析結果で12.9MPaとなり，誤差４ %でほぼ一致している．充填モードから放出モードの切り替わり時は，同様に圧力室Aの圧力は実験値で5.0MPa，解析値は5.3MPaとなり，ずれは ６ %程度とおおよそ一致している．しかし，充填モードの間は，解析結果と実験結果に差異がある．放出モードから充填モードの切り替わりの時に，圧力室Aの圧力は実験結果で2.9MPa，解析結果で4.4MPaであり，40%程度のずれがある．この原因について以下に説明する．
数式モデルでは圧力室Aに流入する流量は式⑵で表しており，供給圧Psを一定としている．これに対し，実験では，ポンプ回転数が一定，言い換えると供給流量が一定となっているため，充填モードでは，供給流量の不足により供給圧が低下していることが考えられる．
以上の結果から実験と解析について，ACAの圧力室A，ガス圧Pgの波形にずれが見られるが，ピストン変位については解析結果と実験結果はほぼ一致，験結果と解析結果の誤差が ４ ％程度であることから，提案した数式モデルの妥当性が示された．
5. ２ シリンダ制御の実験結果
図 ７ にシリンダ制御の実験結果を示す．⒜～⒟はそれぞれ，⒜ACAとシリンダのピストン変位xP，⒝シリンダ推力F，⒞圧力室A，Bの圧力PA，PB及び切換弁VL2とVC2の間の圧力PL，⒟アキュムレータガ
ス圧Pgと供給圧PSを示している．
⒜のシリンダのピストン変位xcを見ると，待機モードから放出モードに切り替わった後，伸縮動作が始まっていることがわかる．この時，シリンダの伸び動作においてのみACAピストンが階段状に変化しているもわかる．また，⒝からは目標の10kN以上の推充填モード(a): 解析結果: 実験結果

放出モード

(a)
縮み方向

伸び方向

シリンダ：xC
(b)

放出モード

待機モード

目標推力

推力 [kN]

変位xP [mm]充填モード

圧力室Aの圧力については，放出モードの間では実変位 [mm]は，それぞれ，ピストン変位xP，圧力室Aの圧力PA，アキュムレータのガス圧Pgである．⒜，⒞より，ピストン変位及びガス圧の波形は解析結果と実験結果(c)

圧力PA [MPa]

圧力 [MPa]

(b)

PAPB

PLPS

圧力 [MPa]

圧力Pg [MPa]

(d)

(c)

Pg

時間 [sec.]

時間 [sec.]

図 ７ ACAを用いたシリンダ制御実験結果⒜ACA及びシリンダのピストン変位，⒝シリンダ推力，⒞圧力室A,B及び高圧部の圧力，⒟供給圧及びアキュムレータのガス圧

図 ６ 実験と解析結果の比較⒜ACAのピストン変位，⒝圧力室Aの圧力，⒞アキュムレータのガス圧― 14 ―

KYB技報第59号

2019―10力が発生していることが確認できる．更に⒞より，伸び動作において圧力室Aの増圧力PAが階段状に減少していることがわかる．⒟からは縮み動作時には供給圧PSがシリンダに供給されていることがわかる．
以上の結果から，ACAとシリンダを組合わせたシは上昇している．この原因として，圧力室Bからタンクラインの間の切換弁VL4における圧力損失が大きいことが考えられる．この確認として切換弁VL4のCv値を小さくした場合の解析結果を図 ８ に示す．
この結果からシリンダの伸び始めに圧力室Bの圧力ステムにおいて，シリンダの伸び動作ではACAの増圧力，縮み動作ではポンプラインからの圧力の供給でシリンダの伸縮動作が可能であることが示された．

が上昇して，同時に圧力室Aの圧力は下がっていることから，傾向としては実験結果と一致する．しかし，サイクル回数は ８ 回と変化がなく，他に原因が次に，シリンダの伸縮回数に着目すると図 ７ ⒜からその回数は ４ 回であることがわかる．前述のとおりACAとシリンダの仕様から，その伸縮回数は ８あると考えられる．
②切換弁の開閉タイミングの影響
図 ７ ⒜より，シリンダの ４ 回の平均ストロークは回と試算しているが，実験結果とは異なっている．
この伸縮回数の差の原因について考察する．
①圧力室A，Bの圧力の影響58.3㎜であり，このときのACAのピストン変位量は平均11.4㎜である．それぞれの受圧面積を考慮するとシリンダが ４ 回の伸び動作に要した流体の体積は，

図 ７ ⒞よりシリンダの伸び動作の開始時に，圧力室Aの圧力が一時的に低下，同時に圧力室Bの圧力290㎣，圧力室Aで減少した体積は810㎣であり，その差520㎣となる．これは圧力室Aから流出する流体がシリンダの伸び動作に使われずに減少していることを意味する．図 ３ に示すように，シリンダの伸ACA ：xP

変位 [mm](a)

シリンダ ：xC(b)推力 [kN]

目標推力(c)

圧力 [MPa]

PAと同じ ４ 回にまで減少することが確認できた．また，PB(d)

圧力 [MPa]

縮動作をするために ４ 個の ２ ポート ２ 位置切換弁でブリッジ回路を構成している．伸縮動作時において切換弁VC2，VC3の開・閉及び切換弁VC1，VC4を閉・開のタイミングはすべて同時に行うことが理想である．しかし，実際にはソレノイドの励磁の遅れ，弁構造の違い等を起因とする開閉動作の遅れが発生する．これにより圧力室Aとタンクラインが一時的に導通することで増圧力が逃げていることが考えられる．この理由として，切換弁の開閉タイミングの影響が考えられる．上記の現象を考慮したシミュレー
ション結果を図 ９ に示す．
伸び動作時において切換弁VC2，VC3を開いてからVC1，VC4の閉じるタイミングを １ 秒遅らせることでシリンダの圧力室がタンクラインと導通する状況を模擬している．この結果より，伸縮回数が実験結果

PS
Pg

ACAのピストン変位が，シリンダの伸び動作時において約10㎜ずつ減少していることも模擬できおり，実験結果と同じ傾向を示している．
以上の結果から，シリンダの伸縮回数は，切換弁の開閉タイミングに影響を受けることが解析的に明らかになった．

６時間 [sec.]

図 ８ 切換弁VL4の圧力損失の影響⒜ACA及びシリンダのピストン変位，⒝シリンダの推力，⒞圧力室A，B，⒟供給圧及びアキュムレータのガス圧

結言

ACAの増圧過程における基本特性の実験及び解析的検証を行った．実際の産業機械への応用を視野にACAとシリンダを組合わせたシステムを構築し，実験及び解析結果の比較から，その動作特性について考察した．その結果，以下の知見を得た．
― 15 ―

水圧用容積式圧力変換装置に関する開発と応用

１．ACA の増圧過程の特性予測及びシリンダの動作を考慮した数式モデルを構築し，実験と解析縮の制御が可能である．
３ ．シリンダを伸縮させる切換弁の開閉タイミングの結果からその妥当性を確認した．
２ ．ACAから増圧力を供給しながらシリンダの伸が伸縮回数に影響を及ぼしている可能性があることを解析により示した．
参ACA ：xP考

文献１ ）S. Miyakawa, New applications of water hydraulics

変位 [mm](a)（Aqua-Drive-System）, Proc. SICFP’11 Int. Conf. on
Fluid Power, vol. 2, no. 4, pp. 27-34（2011）.
２ ）北 川能，留滄海，宮田貴之，佐藤裕作，芦金石，アキュムレータおよびそれを用いた油圧源，特許第シリンダ ：xC

5439135号（平成25年12月20日）.

(b)３ ）LU, J., LIU, C., KITAGAWA, A., SAITO, M., OSAKA,

目標推力

推力 [kN]K., and OBA, K., Study on N-level Pressure Hybrid
Power Supply Hydraulic Servo System with High
Efficiency and High Response, 8th JFPS International
Symposium on Fluid Power, 1A3-1, pp. 79-84（2011）.
４ ）Jinshi LU, Changhai LIU, Ato KITAGAWA, Study on
Highly Efficient Valve-controlled Hydraulics ServoPA

System Using Active Charge Accumulator（ACA）,

圧力 [MPa](c)The 4th TIT-BIT Joint Workshop on MechanicalEngineering, pp. 121-127（2012）
５ ）Y. Yoshizawa, J. Lu, C. Liu, A. Kitagawa, Improvementof hydraulic servo system efficiency using activePB

圧力 [MPa](d)charge accumulator for pressure convertor （inPSJapanese）, in Proc. 13th SICE Symp. pp. 87-90（2012）
６ ）F utoshi Yoshida, Shouichiro Iio, Kenji Ito, AtoPg

Kitagawa, Experimental and Theoretical Analysis of
Active Charge Accumulator for Water Hydraulics
System, IEEE Access, Vol. 5, pp. 881-890（2017）
７ ）Futoshi Yoshida, Kenji Ito, Shouichiro Iio, Ato Kitagawa,
EFFECT OF PARAMETER ON CHARACTERISTICS

時間 [sec.]

OF ACTIVE CHARGE ACCUMULATOR FOR

図 ９ 切換弁の開閉遅れの影響⒜ACA及びシリンダのピストン変位，⒝シリンダの推力，⒞圧力室A，B，⒟供給圧及びアキュムレータのガス圧

著

WATER HYDRAULIC SYSTEM, Proceedings of
ASME - JSME -KSME Joint F luids Eng ineer ing
Conference, No. 11456, pp. 959-963（2015）

者 吉田太志

1998年入社．技術本部生産技術研究所主幹研究員．博士（工学）．
基盤技術研究所，事業開発推進部
にて水圧技術開発を担当した後，2019年より現職．

― 16 ―