JPH06331497A

JPH06331497A - 負荷試験装置

Info

Publication number: JPH06331497A
Application number: JP5115811A
Authority: JP
Inventors: Hiroyuki Hashimoto; 洋之橋本
Original assignee: Kanzaki Kokyukoki Manufacturing Co Ltd
Current assignee: Kanzaki Kokyukoki Manufacturing Co Ltd
Priority date: 1993-05-18
Filing date: 1993-05-18
Publication date: 1994-12-02

Abstract

(57)【要約】【目的】応答性を犠牲にすることなく有害なゼロクロ
スピークの発生を防ぐと共に、油圧配管系での遅れに起
因する応答性の悪化を低減して、より安全に使用できる
高応答の負荷試験装置を提供する。【構成】ブレーキ油圧の調圧手段たる電油変換部60
（圧力制御弁）に制御信号を与えるサーボアンプ５を、
比例要素70と微分要素71とからなるＰＤ演算部７と、フ
ィードフォワードアンプ50及び非線型処理部51からなる
フィードフォワード回路と、ＰＤ演算部７の出力側の直
列進み補償要素８とを備えて構成する。目標トルクに対
応するトルク指令信号Ｅ_sとトルクフィードバック信号
Ｅ_bとの偏差に比例要素70の比例感度Ｋ_eを乗じた結果
を、微分要素71が出力するトルクフィードバック信号Ｅ
_bの微分値により減量補正するＰＤ演算を実施する。こ
の演算により得られた制御量を、フィードフォワードア
ンプ50によるトルク指令信号Ｅ_sの微分値により増量補
正し、更に、直列進み補償要素８により所定の進みを付
与して電油変換部60に出力する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【産業上の利用分野】本発明は、回転機の負荷試験に用
いられる負荷試験装置に関し、更に詳述すれば、供試回
転機に加える負荷トルクの発生手段として油圧作動型の
ブレーキを用いてなる負荷試験装置に関する。

【０００２】

【従来の技術】油圧作動型のブレーキを負荷トルクの発
生手段とする負荷試験装置は、例えば本願出願人による
実開平２-21538号、特開平３-56837号及び実開平２-258
42号公報等に開示されている。前記ブレーキは、所謂、
湿式多板ブレーキであり、ハウジングとこれの内部に回
動自在に支承された回転軸とを備え、該回転軸の外側に
回転を拘束されて同軸的に取り付けた多数枚の回転制動
板と、前記ハウジングの内側に同様に取り付けた多数枚
の固定制動板とを、ハウジング内に封入された油を介し
て交互に重合させ、これらを油圧により動作する作動シ
リンダにより相互に押し付けて制動トルクを発生する構
成となっている。

【０００３】前記負荷試験装置による負荷試験は、以上
の如く構成されたブレーキのハウジングをこれの外側に
突設された所定長さの揺動アームを介して支持し、同じ
く回転軸を供試回転機に連動連結して、前記ブレーキが
発生する制動トルクの反作用により支持部に加わる荷重
（制動トルク相当荷重）を検出し、この検出結果に基づ
いて前記作動シリンダに送給されるブレーキ油圧を調圧
して、該作動シリンダの押し付けに伴って発生する制動
トルクを加減し、供試回転機に所望の目標トルクを負荷
せしめて行われる。

【０００４】実開平２-21538号及び特開平３-56837号公
報に開示された負荷試験装置においては、前記ブレーキ
油圧の調圧が、揺動アームの支持部に介装されて制動ト
ルク相当荷重が付加されるスプールを備えた油圧制御弁
と、該油圧制御弁に目標トルクに対応する制御油圧を送
給し、前記スプールを逆方向に付勢する電流制御型の圧
力制御弁とにより行われており、制動トルク相当荷重の
検出結果は、この検出値のフィードバック信号と目標ト
ルクに対応するトルク指令信号との偏差を解消すべく前
記圧力制御弁の動作電流を制御し、前記制御油圧を増減
することに用いられている。

【０００５】即ち、油圧制御弁のスプールは、圧力制御
弁から送給される制御油圧により一側端面に作用する押
圧荷重と、揺動アームを介して他側から作用する制動ト
ルク相当荷重とが平衡する位置を保ち、前記制御油圧が
目標トルクに対応することから、該油圧制御弁から送給
されるブレーキ油圧により前記ブレーキは、目標トルク
に等しい制動トルクを定常的に発生する。また、外乱に
より制動トルクが変動した場合、この変動により生じる
目標トルクとの偏差に応じて制御油圧が増減される結
果、油圧制御弁のスプールは前記平衡位置に速やかに復
帰し、制動トルクと目標トルクとの一致を保つことがで
きる。更に目標トルクが変更された場合、新たな目標ト
ルクと現状の制動トルクとの偏差を解消すべく制御油圧
が増減される結果、油圧制御弁のスプールは新たな平衡
位置に移動する。これらの動作により適宜の目標トルク
下での供試回転機の負荷特性が求められる。

【０００６】一方、実開平２-25842号公報に開示された
負荷試験装置においては、作動シリンダに送給されるブ
レーキ油圧の調圧手段として、流量制御型のサーボ弁が
採用されている。この場合、制動トルク相当荷重の検出
結果は、この検出値のフィードバック信号とトルク指令
信号との偏差を解消すべく前記サーボ弁の励磁電流を制
御すべく用いられており、この電流制御に応じたサーボ
弁の動作によりブレーキ油圧が直接的に増減され、適宜
の目標トルク下での供試回転機の負荷特性が求められ
る。

【０００７】さて以上の如く行われる負荷試験において
は、供試回転機の実際の使用時における種々の負荷状態
を模擬するため、前記目標トルクを変更しながらの試験
が切望されるが、このような試験を可能とするために
は、前記ブレーキが発生する制動トルクが目標トルクの
変更に高速度にて応答すること、また、連続的な目標ト
ルクの変更により、各種の負荷状態を模擬的に実現する
ことが要求される。

【０００８】前記実開平２-21538号公報に開示された負
荷試験装置は、前記油圧制御弁に直線速度変換器を付設
してスプールの移動速度を検出し、この検出値に基づく
フィードバック制御を併せて行うことにより制御系の応
答性を高め、またダンピング特性を改善すると共に、前
記ブレーキの作動シリンダとして制動及び解除の両方向
への強制移動が可能な複動式シリンダを用い、機械系の
応答性を高めることにより、前者の要求、即ち、目標ト
ルクの変更に対する高速度での応答に対応しようとして
いる。

【０００９】更に特開平３-56837号に開示された負荷試
験装置においては、供試回転機の回転速度の変化に拘わ
らず一定の目標トルク下での試験を行うための定トルク
制御を主体とし、一定回転速度下での試験を行うための
定速度制御、及び一定動力下での試験を行うための定動
力制御、並びに、前記回転速度の検出結果に応じて前記
目標トルクを連続的に変化させ、回転速度（べき乗も含
む）の変化に追従変化する目標トルク下での試験を行う
ための速度追従トルク制御を可能とし、後者の要求、即
ち、各種の負荷状態の模擬的な実現に対応している。

【００１０】

【発明が解決しようとする課題】さて、以上の如き負荷
試験装置は、適宜の目標トルクを与えて定トルク状態を
実現した後、定速度、定動力及び速度追従トルクのいず
れかを選択し、夫々に対応する負荷状態下での試験を行
うべく使用される。前記目標トルクは、これの大きさに
対応する電圧信号（トルク指令信号）として設定し、ブ
レーキが発生する制動トルク相当荷重の検出結果、及び
油圧制御弁のスプールの移動速度の検出結果と共にサー
ボアンプに与えられ、前記圧力制御弁又は前記サーボ弁
の制御信号を得るべく用いられており、この制御信号に
従う圧力制御弁又はサーボ弁の動作により調圧された油
圧がブレーキの作動シリンダに送給され、該ブレーキが
前記目標トルクに対応する制動トルクを発生する過程を
辿る。

【００１１】ところが、実開平２-21538号、特開平３-5
6837号及び実開平２-25842号公報に開示されたサーボア
ンプは、前述した制御を行うには不完全なものであり、
以下の如き問題が生じていた。

【００１２】第１の問題は、制御対象となる系が、圧力
制御弁、油圧制御弁、サーボ弁、ブレーキ及びこれらに
付属する油圧配管を含んでおり、サーボアンプが出力す
る制御信号に従う制動トルクをブレーキが実際に発生す
るまでの間には、油圧系及び機械系各部の非線形要素に
起因する動作遅れが生じる一方、この間においても、制
動トルク相当荷重の検出結果と目標トルクとの偏差に基
づくフィードバック制御が進行することから、正転又は
逆転第一発目の目標トルクの変更初期に作動シリンダへ
の送給油圧が過度に上昇して、前記ブレーキが発生する
制動トルクに前記目標トルクを超えるピーク（ゼロクロ
スピーク）が出現することである。

【００１３】この問題は、ある値以上一定の目標トルク
の設定が行われた場合でも、正逆転切換え後の運転当初
において顕著であり、過大なゼロクロスピークの発生に
より使用者に不安を抱かしめるのみならず、負荷試験装
置の機械系及び供試回転機に損傷を及ぼす虞さえあっ
た。

【００１４】また第２の問題は、前記サーボアンプが制
御対象の全体に対応する構成を有しておらず、具体的に
は、ブレーキの作動シリンダに至る油圧配管系が近似的
な一次遅れ要素としての挙動を示すことが考慮されてい
ないために、該サーボアンプの出力である制御信号の変
化に対する制動トルクの応答性が、特に、目標トルクの
設定変更時に必要となる高周波域において悪く、前述し
た油圧制御弁のスプールの移動速度に基づくフィードバ
ック制御、及び複動式の作動シリンダの採用による応答
性の改善効果が十分に得られないことであった。

【００１５】なお前記第１の問題は、過大なゼロクロス
ピークの抑制のみに着目した場合、サーボアンプでの制
御信号の決定に際し、制動トルク相当荷重の検出結果と
目標トルクとの偏差に乗じる比例感度を小さくする方法
により解消できる。ところがこの方法は、ブレーキが発
生する制動トルクが目標トルクに到達するまでの時間の
増大を招く方法であり、第２の問題、即ち、応答性の悪
化を助長する結果となり望ましい方法ではない。

【００１６】本発明は斯かる事情に鑑みてなされたもの
であり、応答性を犠牲にすることなく有害なゼロクロス
ピークの発生を低減すると共に、油圧配管系での遅れに
起因する応答性の悪化をも低減して、より安全に使用で
きる高応答の負荷試験装置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】本発明の第１発明に係る
負荷試験装置は、供試回転機に連動連結された油圧作動
型のブレーキと、該ブレーキが発生する制動トルクの作
用に応じたスプールの移動により前記ブレーキの作動油
圧を調圧する油圧制御弁と、該油圧制御弁のスプールを
前記制動トルクの作用方向と逆向きに付勢する制御油圧
を発生する電流制御型の圧力制御弁とを備え、前記制動
トルクと前記スプールの移動速度とを検出し、これらの
検出値のフィードバック信号と目標トルク指令信号とに
基づいてサーボアンプが出力する制御信号により前記圧
力制御弁を動作させ、前記供試回転機の負荷試験を前記
目標トルク指令信号に対応する負荷トルク下にて行うよ
うにした負荷試験装置において、前記サーボアンプは、
前記目標トルク指令信号と前記制動トルクのフィードバ
ック信号との偏差を入力とする比例要素に前記制動トル
クのフィードバック信号を入力とする微分要素を並設し
てなるＰＤ演算部と、前記目標トルク指令信号の微分値
により前記ＰＤ演算部の出力を増量補正するフィードフ
ォワード回路と、前記補正後のＰＤ演算部の出力と前記
移動速度のフィードバック信号との偏差に所定の進みを
与えて前記制御信号を出力する直列進み補償要素とを具
備することを特徴とする。

【００１８】また本発明の第２発明に係る負荷試験装置
は、供試回転機に連動連結された油圧作動型のブレーキ
と、該ブレーキに送給されるブレーキ油圧を調圧する流
量制御型のサーボ弁とを備え、前記ブレーキが発生する
制動トルクを検出し、この検出値のフィードバック信号
と目標トルク指令信号とに基づいてサーボアンプが出力
する制御信号により前記サーボ弁を動作させ、前記供試
回転機の負荷試験を前記目標トルク指令信号に対応する
負荷トルク下にて行うようにした負荷試験装置におい
て、前記サーボアンプは、前記目標トルク指令信号と前
記フィードバック信号との偏差を入力とするＰＩ演算部
を具備することを特徴とする。

【００１９】更に本発明の第３発明に係る負荷試験装置
は、供試回転機に連動連結された油圧作動型のブレーキ
と、該ブレーキに送給されるブレーキ油圧を調圧する流
量制御型のサーボ弁とを備え、前記ブレーキが発生する
制動トルクを検出し、この検出値のフィードバック信号
と目標トルク指令信号とに基づいてサーボアンプが出力
する制御信号により前記サーボ弁を動作させ、前記供試
回転機の負荷試験を前記目標トルク指令信号に対応する
負荷トルク下にて行うようにした負荷試験装置におい
て、前記サーボアンプは、前記目標トルク指令信号と前
記フィードバック信号との偏差を入力とするＰＩ演算器
に前記フィードバック信号を入力とする微分要素を並設
してなるＰＩＤ演算部を具備することを特徴とする。

【００２０】

【作用】本発明の第１発明では、ブレーキに送給される
ブレーキ油圧の調圧を、制動トルクが付加されるスプー
ルを備えた油圧制御弁により行い、この油圧制御弁に与
える制御油圧を電流制御型の圧力制御弁により発生する
構成において、目標トルク指令信号と制動トルクのフィ
ードバック信号との偏差を入力とする比例要素に制動ト
ルクのフィードバック信号を入力とする微分要素を並設
してなるＰＤ演算部により圧力制御弁の制御量を決定
し、この制御量を、フィードフォワード回路により目標
トルク指令信号の微分値により増量補正する。従って、
目標トルクの変更初期には、この変更に応じたフィード
フォワード回路の出力により制御ゲインを増した状態と
なり、急峻な制動トルクの変化が生じ、応答性の向上に
寄与できる一方、制動トルクが変化し始めた後は、この
変化に応じた微分要素の出力により制御ゲインが減じら
れ、制動トルクは変化率を減じつつ目標トルクに近付
き、ゼロクロスピークの発生を防止できる。更にまた、
サーボアンプに備えた直列進み補償要素により、以上の
如く決定される制御量に油圧配管系の一次遅れと反対性
向の進みを付加して圧力制御弁への制御信号となし、油
圧配管系での遅れに起因する応答性の悪化を低減する。

【００２１】また、ブレーキに送給されるブレーキ油圧
の調圧を流量制御型のサーボ弁により直接的に行う構成
において、第２発明では、目標トルク指令信号と制動ト
ルクのフィードバック信号との偏差を入力とするＰＩ演
算部により、第３発明では、このＰＩ演算部に制動トル
クのフィードバック信号を入力とする微分要素を並設し
てなるＰＩＤ演算部により調圧手段たるサーボ弁の制御
量を決定する。このようなＰＩ演算部又はＰＩＤ演算部
を備えたサーボアンプを含む制御系全体の伝達関数は、
いずれも二次の遅れ系と一次の進み要素との積となり、
目標トルクの変更初期には、進み要素の作用によって制
御ゲインが増した状態となり、制動トルクが急峻に変化
する一方、この変化の開始後には、二次の遅れ系の作用
により制御ゲインの減少に伴い、制動トルクは変化率を
減じつつ目標トルクに近付き、高い応答性を保ちつつゼ
ロクロスピークの発生を低減できる。

【００２２】

【実施例】以下本発明をその実施例を示す図面に基づい
て詳述する。図１は本発明の第１発明に係る負荷試験装
置の油圧回路の構成を示す模式図であり、この負荷試験
装置は図示の如く、負荷トルクを発生する油圧作動型の
ブレーキ１、該ブレーキ１の制動_,解除動作を行わしめ
るべく、これの内部に構成された作動シリンダ10への送
給油圧（ブレーキ油圧Ｐ_b）を制御する油圧制御弁２、
ブレーキ油圧Ｐ_bの発生源となる油圧ポンプ30、油圧制
御弁２のスプール20に後述の如く付加される制御油圧Ｐ
_cの発生源となる油圧ポンプ31、及び該油圧ポンプ31と
油圧制御弁２との間に介装され、前記制御油圧Ｐ_cの分
配を司る電流制御型の圧力制御弁32を備えてなる。

【００２３】前記ブレーキ１は、供試回転機Ａの出力軸
に連動連結される回転軸11と、この回転軸11を支承し、
内部に油が封入されたハウジング12とを備え、両者に夫
々回転を拘束して取り付けた多数の制動板間に、油膜の
剪断抵抗によって制動トルクを発生する湿式多板ブレー
キである。図２はブレーキ１の内部構造を示す縦断面図
であり、図３は図２の要部拡大図である。なお、図２の
上半部は制動状態を、図２の下半部及び図３は制動の解
除状態を夫々示している。

【００２４】ブレーキ１のハウジング12は、図示しない
基台上に適長離隔して立設された一対の支承台Ｃ，Ｃ間
に、各別のベアリング 12A,12Bを介して揺動自在に支持
されている。またブレーキ１の回転軸11は、ハウジング
12の内部に一側（図の左側）から挿入され、挿入側、即
ち左側の中途部をハウジング12に嵌着固定されたベアリ
ング 11A,11Bにより、また先端部、即ち右端部を同じく
ハウジング12に嵌着固定されたベアリング 11Cにより夫
々支持され、軸心回りでの回動が可能となっている。

【００２５】ハウジング12は、回転軸11の外側を囲繞す
る内側ハウジング14を備えており、該内側ハウジング14
の内周には、これに回転を拘束されると共に、軸長方向
への移動自在に多数枚の制動板が取り付けてある。また
回転軸11外周の内側ハウジング14による囲繞部分には、
該回転軸11に回転を拘束されると共に、軸長方向への移
動自在に多数枚の制動板が取り付けてあり、これらは、
内側ハウジング14の内周の前記制動板と軸長方向に交互
に重合させてある。

【００２６】ハウジング12の右側端部には、ベアリング
15Aを介して回転継手15が嵌着してあり、内側ハウジン
グ14の内部には、前記回転継手15及びこれに連なる油路
16を介して導入及び導出される油が封入されている。こ
の油路16の左端部は、回転軸11の中心部を貫通する油路
16aを介して、前記ベアリング 11A,11Bの配設位置に連
通させてあり、内側ハウジング14の封入油は、ベアリン
グ 11A,11B、及び高圧用のオイルシール 11Dの潤滑油と
しても使用されるようになっている。

【００２７】ブレーキ１は、回転軸11側及び内側ハウジ
ング14側の制動板が相互に接近せしめられたとき、内側
ハウジング14内部の封入油を介して両者間に生じる油膜
の剪断抵抗により制動トルクを発生し、また相互に離反
せしめられたとき、制動トルクを解除するものであり、
内側ハウジング14の右側には、前記接近を行わしめるべ
く制動板を押圧する複動型の作動シリンダ10が構成され
ている。作動シリンダ10は、２つの油室 10a,10bと、こ
れらの内圧をその両側に受圧するピストン 100とを備え
てなる。

【００２８】図３に示す如く作動シリンダ10は、内側ハ
ウジング14の右側端部に周設した段付環孔（制動板側が
大径に、これより遠い側を小径にしてある）の内部に、
これに対応する段付環状のピストン 100を嵌合してな
る。該ピストン 100の一側の油室 10aは、前記段付環孔
の大径部の右側に、他側の油室 10bは、同じく小径部の
左側に夫々形成されており、前者には、ハウジング12に
穿設された油路 17aを経て、また後者には、同様に穿設
された油路 17bを経て前記ブレーキ油圧Ｐ_bが導入され
るようになっている。これらの油路 17a,17bは、ハウジ
ング12の右側外壁の相異なる位置に開口しており、両油
路 17a,17bへのブレーキ油圧Ｐ_bの導入は、両者の開口
端に各別の管継手 19a,19bを介して接続された送油管 1
8a,18bを経て行われている。

【００２９】而して前記ピストン 100は、一方の油室 1
0aにブレーキ油圧Ｐ_bが導入されたとき前記制動板を押
圧すべく進出動作し、他方の油室 10bにブレーキ油圧Ｐ
_bが導入されたとき逆に退入動作することになる。前記
制動板の夫々の間には、これらを離反方向に相互に付勢
する皿バネ 101,101…が介装してあり、ピストン 100が
退入動作したとき、各制動板は夫々の間の皿バネ 101,1
01…のばね力により離反し、前記制動の解除が確実に行
われる。

【００３０】以上の如く構成されたブレーキ１のハウジ
ング12の中央には、所定長さの揺動アーム13（図１参
照）が、半径方向外向きに突設されており、該揺動アー
ム13の先端部は、基台上に縦位置に定置された前記油圧
制御弁２のスプール20により支持されている。スプール
20と揺動アーム13の連結部分には、前記ブレーキ１によ
る制動トルクの発生に伴って、揺動アーム13を介してス
プール20に加わる前記制動トルクの相当荷重を検出する
ロードセル41が介装されている。

【００３１】図１に詳細に示すように油圧制御弁２は、
軸長方向に所定間隔にて並ぶ４か所の大径部を備えた円
柱状のスプール20を内蔵しており、最下側の大径部の下
側に第１油室を形成し、また各大径部間に下側から順に
第２，第３及び第４油室を形成し、更に最上側の大径部
の上側に第５油室を形成してなる。前記油圧ポンプ30が
発生するブレーキ油圧Ｐ_bは、ポンプポート23を経て第
３油室に供給され、また前記油圧ポンプ31が発生する油
圧は、圧力制御弁32の制御ポート 32A及び油圧制御弁２
の制御ポート21を経て第１油室に供給され、また圧力制
御弁32の制御ポート 32B及び油圧制御弁２の制御ポート
25を経て第５油室に供給されている。また油圧制御弁２
の第２油室と第４油室とは、各別の還流ポート22，24を
介して、低圧状態に維持された油タンクＴに開放されて
いる。

【００３２】最下部に位置する第１油室と、最上部に位
置する第５油室とには、スプール20を中央側に付勢する
戻しばね2A，2Bが夫々配してあり、これらの油室に圧力
制御弁32を介して供給される制御油圧Ｐ_cに圧力差が存
在せず、またブレーキ１の制動動作の反作用により生じ
るハウジング12の揺動を抑止すべく、揺動アーム13を介
して後述の如く作用する外力（制動トルク相当荷重）が
存在しない場合、前記スプール20は、戻しばね2A，2Bの
ばね荷重により定まる位置（中立位置）にてスプリング
センターを形成し、停止するようになっている。

【００３３】油圧制御弁２には、スプール20が中立位置
にあるとき、第３油室両側の大径部により閉塞される位
置に夫々の開口を有して、一対のブレーキポート 26R,2
6Fが形成してある。而して、前記中立位置からスプール
20が下方（又は上方）へ移動した場合、下側（又は上
側）に位置するブレーキポート 26R（又は 26F）が第３
油室内に開口することになり、ポンプポート23を経て第
３油室内に供給されているブレーキ油圧Ｐ_bは、４ポー
ト３位置切換式の電磁切換弁33、及び各別の送油管 18
a,18bを経て、作動シリンダ10の油室 10a,10bの内の一
方に送給され、ブレーキ１は、制動又は制動解除動作を
行う。

【００３４】一方このとき、油圧制御弁２の他方のブレ
ーキポート 26F（又は 26R）は、第４油室（又は第２油
室）内に開口し、還流ポート24（又は還流ポート22）を
介して油タンクＴに開放される。従って、ブレーキ１の
前述した動作により他方の油室 10b,10aから排出される
作動油は、各別の送油管 18b,18a、電磁切換弁33及び油
圧制御弁２を経て油タンクＴに戻り、制動又は制動解除
のためのピストン 100の動作を阻害せず、前記制動及び
制動解除動作は高速度にて生じる。また、油圧制御弁２
とブレーキ１との間の電磁切換弁33は、供試回転機Ａの
出力軸に連結された回転軸11の回転方向の正逆に応じて
ブレーキ油圧Ｐ_bの送給経路を切換えることにより、ブ
レーキロックの発生を防止すべく設けてある。

【００３５】以上の構成により油圧制御弁２のスプール
20は、ブレーキ１の制動動作に応じて揺動アーム13を介
して作用する制動トルク相当荷重と、前記戻しばね2A，
2Bのばね荷重と、圧力制御弁32を介して第１，第５油室
に導入される制御油圧Ｐ_cに対応する制御荷重Ｆ_c（図
４参照）との力バランスに応じて上下方向に移動し、ブ
レーキ１は、スプール20の移動に応じて送給されるブレ
ーキ油圧Ｐ_bにより制動又は制動解除動作を行う。

【００３６】油圧制御弁２のシリンダブロックとスプー
ル20との間には速度検出器42が介装されている。速度検
出器42は、スプール20の移動速度に対応する速度信号を
発生する直線速度変換器であり、該速度検出器42の検出
結果は、前記ロードセル41によるブレーキ１の制動トル
ク相当荷重の検出結果と共に、目標トルクダンピング補
正のためのフィードバック信号として用いられている。

【００３７】以上の如き構成の負荷試験装置による負荷
試験は、供試回転機Ａの出力軸をブレーキ１の回転軸11
に連結し、また電磁切換弁33の切換え位置を供試回転機
の回転方向に応じて変更する準備作業の後、所望の目標
トルクに対応する制御信号を圧力制御弁32の駆動回路に
与え、該圧力制御弁32への動作電流を変更せしめて行わ
れる。これにより、油圧ポンプ31が発生する油圧は、圧
力制御弁32の動作により定まる配分比を有する制御油圧
Ｐ_cとして油圧制御弁２の第１，第５油室に夫々導入さ
れ、両油室間に前記目標トルクに対応する圧力差が生じ
る。

【００３８】例えば、制御油圧Ｐ_cの圧力差が第１油室
から第５油室に向けて生じ、電磁切換弁33が下位置に切
換えられている場合、スプール20は、制御油圧Ｐ_cに対
応する制御荷重Ｆ_cの作用により、戻しばね2Bの付勢に
抗して前記中立位置から上向きに移動し、ブレーキポー
ト 26Fが第３油室内に、ブレーキポート 26Rが第２油室
内に夫々開口する。これにより、油圧ポンプ30から第３
油室に供給されるブレーキ油圧Ｐ_bは、ブレーキポート
26F、電磁切換弁33及び送油管 18aを経て、作動シリン
ダ10の進出側油室 10aに送給される一方、退入側油室 1
0b内部の作動油は、送油管 18b、電磁切換弁33及びブレ
ーキポート 26Rを経て第２油室に還流して油タンクＴに
排出される。この結果、ピストン 100が迅速に進出し
て、回転軸11側及び内側ハウジング14側の制動板が相互
に押し付けられ、各制動板間の油膜の剪断抵抗によりブ
レーキ１は制動トルクを発生し、ハウジング12が回転軸
11の回転方向に回転されんとする。

【００３９】このときブレーキ１が発生する制動トルク
は、揺動アーム13を介して制動トルク相当荷重に変換さ
れ、スプール20に付与されることになり、該スプール20
は、下向きに作用する制動トルク相当荷重と、第１，第
５油室に導入される制御油圧Ｐ_cにより上向きに作用す
る制御荷重Ｆ_cと、戻しばね2A，2Bのばね荷重とが平衡
した位置に停止する。この状態においてブレーキ１が発
生する制動トルクが外乱により変動すると、油圧制御弁
２のスプール20も上下に寸動し、これによりブレーキポ
ート 26R,26Fの開口態様が変わり、作動シリンダ10のピ
ストン 100が寸動する結果、ブレーキ１が発生する制動
トルクは、変動前のトルク、即ち、前記目標トルクに自
動復帰する。

【００４０】このようなスプール20の移動は、前記目標
トルクの設定が変更され、油圧制御弁２の第１，第５油
室に導入される制御油圧Ｐ_cが変化した場合にも生じ、
この場合も同様の動作により、ブレーキ１の制動トルク
が変化し、これが変更後の目標トルクに一致した時点に
おいてスプール20が新たな平衡位置に達し、ブレーキ１
は、この平衡位置に応じた制動トルク、即ち、新たに設
定された目標トルクに対応する制動トルクを発生するよ
うになる。

【００４１】以上油流に注目して本発明に係る負荷試験
装置の動作を説明したが、この装置においては、ブレー
キ１が発生する制動トルク相当荷重がロードセル41によ
り、また、この荷重が揺動アーム13を介して付加される
油圧制御弁２のスプール20の移動速度が速度検出器42に
より夫々検出されており、これらの検出結果に基づくフ
ィードバック制御が行われている。

【００４２】図４は本発明の第１発明に係る負荷試験装
置の制御系のブロック図である。前記目標トルクは、こ
の大きさに対応する電圧信号（トルク指令信号Ｅ_s）と
して、図示しないトルク設定器に設定され、サーボアン
プ５に与えられている。サーボアンプ５にはまた、ロー
ドセル41により検出される制動トルク相当荷重に対応す
るトルクフィードバック信号Ｅ_bと、速度検出器42によ
り検出されるスプール20の移動速度に対応する速度フィ
ードバック信号Ｅ₀とが与えられており、サーボアンプ
５は、これらの信号を後述の如く処理し、圧力制御弁32
に制御信号を出力する動作をなす。

【００４３】圧力制御弁32の具体的な動作は、サーボア
ンプ５から電気的に与えられる前記制御信号に従って、
一対の制御ポート 32A,32Bの夫々に対応する絞り開度を
変更するものであり、この変更が行われた場合、両制御
ポート 32A,32Bの下流側の制御油圧Ｐ_cに差異が生じ、
この制御油圧Ｐ_cが油圧制御弁２のスプール20に作用す
る。つまりサーボアンプ５が出力する制御信号は、圧力
制御弁32及びこれに連なる油圧配管系を含み、図４に示
す如く、比例感度Ｋ_aを有する比例要素として表される
電荷重変換部60を経て力の次元に変換され、制御荷重Ｆ
_cとなってスプール20に作用する。

【００４４】油圧制御弁２は、メカニカル加算点61、慣
性遅れ要素62及び圧力変換部63に置き換えられる。メカ
ニカル加算点61はスプール20に相当するものであり、こ
のメカニカル加算点61においては、電荷重変換部60の出
力である制御荷重Ｆ_cと、戻しばね2A及び2Bのばね荷重
Ｆ₀と、ブレーキ１のハウジング12から揺動アーム13を
介して付加される制動トルク相当荷重Ｆ_bとが加算され
る。スプール20には、メカニカル加算点61の出力である
前記各荷重の力バランスに応じた変位ｘが、該スプール
20の移動時の抵抗に相当する慣性遅れ要素62を経て生
じ、該変位ｘは、油圧制御弁２からブレーキ１に至る油
圧ホースを含み、ゲインＫ_pを有する一次遅れの伝達関
数を備えた圧力変換部63においてブレーキ油圧Ｐ_bに変
換され、ブレーキ１に送給される。

【００４５】なお、圧力変換部63のゲインＫ_pは、スプ
ール20の変位ｘに対するブレーキ油圧Ｐ_bの変化率を示
す圧力勾配係数であり、以上の如く生じるスプール20の
変位ｘの時間的変化率（移動速度）は、速度検出器42に
より検出され、速度フィードバック信号Ｅ₀としてサー
ボアンプ５にフィードバックされている。

【００４６】油圧制御弁２において調圧されたブレーキ
油圧Ｐ_bの送給に応じて制動トルクＴ_bを発生するブレ
ーキ１は、図示の如く、油圧力加算点64とトルク変換部
65とに置き換えられる。油圧力加算点64は、ブレーキ１
の作動シリンダ10に相当するものであり、この加算点64
においては、油圧制御弁２から送給されるブレーキ油圧
Ｐ_bと、前記戻しばね 101,101…の付勢力を進出側油室
10aでの受圧面積にて除して得られる等価ピストン戻し
圧力Ｐ_rとが加算され、作動シリンダ10のピストン 100
は、これの受圧面積に両圧力の差（Ｐ_b−Ｐ_r）を乗じ
た力にて制動板を押圧する。

【００４７】この押圧力は、比例感度Ｋ_cを有する比例
要素として表されるトルク変換部65を経て制動トルクＴ
_bに変換される。なお、トルク変換部65の比例感度Ｋ_c
は、前記ピストン 100の押圧力に対する制動トルクＴ_b
の変化率を示すブレーキ定数であり、このブレーキ定数
Ｋ_Cは、制動板の有効直径と枚数、各制動板間の動摩擦
係数、ピストン 100の受圧面積等、ブレーキ１各部の寸
法と、ハウジング12の内部に封入された油の粘性とに依
存する定数である。Ｔ_b＝μＺＤ_mＡ（Ｐ_b−Ｐ_r）Ｋ_c＝μＺＤ_mＡ

【００４８】以上の如く生じる制動トルクＴ_bは、揺動
アーム13の長さＬにて除された制動トルク相当荷重Ｆ_b
として、油圧制御弁２のスプール20、即ち、メカニカル
加算点61に付加される。またこの制動トルク相当荷重Ｆ
_bは、揺動アーム13の支持部に介装されたロードセル41
により検出されており、この検出結果は、フィードバッ
クアンプ66を経て制動トルク相当荷重Ｆ_bに対応するト
ルクフィードバック信号Ｅ_bとなり、サーボアンプ５に
フィードバックされている。なお、前記フィードバック
アンプ66は、前記トルク指令信号Ｅ_sに対応するレベル
を有するトルクフィードバック信号Ｅ_bを得るべく、ロ
ードセル41の出力を増幅する固定増幅器である。

【００４９】図５は、サーボアンプ５の内部構成を示す
ブロック図である。図示の如くサーボアンプ５は、比例
感度Ｋ_eを有する比例要素70とゲインＫ_dを有する微分
要素71とを一対の加算器72，73間に並設してなるＰＤ演
算部７と、該ＰＤ演算部７に並設されたフィードフォワ
ード回路と、前記ＰＤ演算部７の出力側に構成され、ゲ
インＫ₀を有する一次進みの伝達関数を備えた直列進み
補償要素８とを備えてなる。

【００５０】ＰＤ演算部７は、直接的な制御対象となる
圧力制御弁32の制御量を決定する主要部分であり、サー
ボアンプ５に入力されるトルク指令信号Ｅ_sは、ＰＤ演
算部７の加算器72に与えられる。加算器72にはまた、ブ
レーキ１が発生する制動トルクＴ_bに対応するトルクフ
ィードバック信号Ｅ_bがフィルタ74を介して与えられて
おり、該加算器72は、両者の偏差信号（＝Ｅ_s−Ｅ_b）
を比例要素70に出力する。該比例要素70に並設された微
分要素71には、トルクフィードバック信号Ｅ_bが直接的
に与えられており、両要素70，71の出力側の加算器73に
より比例要素70の出力を微分要素71の出力により減量補
正するＰＤ演算が行われる。

【００５１】また、ＰＤ演算部７に並設されたフィード
フォワード回路は、ゲインＫ_fを有する微分要素として
構成されたフィードフォワードアンプ50と、これの出力
側の非線型処理部51とを備えてなる。フィードフォワー
ドアンプ50には、加算器72の前側にて分岐されたトルク
指令信号Ｅ_sが入力されており、該トルク指令信号Ｅ _s
の変化率に対応するフィードフォワードアンプ50の出力
は、非線形処理部51を経てＰＤ演算部７の加算器73に与
えられている。非線形処理部51は、図示の如く、絶対値
の大きさが所定の下限値を下回る小入力に対しては出力
を発せず、前記下限値を超える入力に対して比例的に増
減する出力を発する構成となっており、ＰＤ演算部７で
の演算により決定された圧力制御弁32の制御量は、加算
器73に加わる前記非線形処理部51の出力により増量補正
されるようになしてある。

【００５２】一方、サーボアンプ５に入力される速度検
出器42の検出結果、即ち、油圧制御弁２のスプール20の
移動速度に対応する速度フィードバック信号Ｅ₀は、ゲ
インＫ_Vを有する増幅器52により利得調整された後、Ｐ
Ｄ演算部７の出力側の加算器53に与えられている。加算
器53は、圧力制御弁32の制御量に対応するＰＤ演算部７
の出力信号Ｚ₀と前記速度フィードバック信号Ｅ₀との
偏差を求め、この偏差信号を前記直列進み補償要素８に
与え、該直列進み補償要素８は、ＰＤ演算部７の出力信
号Ｚ₀に一次の進みを付与した出力を発し、この出力が
圧力制御弁32に対応する前記電荷重変換部60に与えられ
る。

【００５３】以上の如く本発明に係る負荷試験装置にお
いては、圧力制御弁32の制御量が、ブレーキ１が発生中
の制動トルクＴ_bに対応するトルクフィードバック信号
Ｅ_bとトルク指令信号Ｅ_sとの偏差に基づく比例演算を
なす比例要素70と、前記トルクフィードバック信号Ｅ_b
に基づく微分演算をなす微分要素71とを備えたＰＤ演算
部７により決定され、またこの制御量は、フィードフォ
ワード回路の出力により増量補正される。

【００５４】而して、トルク指令信号Ｅ_sが変更された
場合、この変更に応じてフィードフォワード回路の出力
は直ちに増大する一方、前記変更に追従してブレーキ１
の制動トルクＴ_bが変化し始める前にはトルクフィード
バック信号Ｅ_bの微分値である微分要素71の出力は小さ
いから、トルク指令信号Ｅ_sの変更初期におけるＰＤ演
算部７の出力は、トルク指令信号Ｅ_sとトルクフィード
バック信号Ｅ_bとの偏差に対応する比例要素70の出力を
増量側に補正したものとなる。従って、圧力制御弁32か
ら油圧制御弁２に送給される制御油圧Ｐ_cが急変し、こ
の変化に応じたスプール20の移動により、ブレーキ１に
送給されるブレーキ油圧Ｐ_bが急変することになり、ト
ルク指令信号Ｅ_sに対応する制動トルクＴ_bの実現まで
に要する時間の短縮、即ち、高い応答性が達成される。

【００５５】一方、ブレーキ油圧Ｐ_bの急変に応じてブ
レーキ１の制動トルクＴ_bが変化すると共に、微分要素
71の出力が大きくなり、ＰＤ演算部７の出力は減量補正
される結果、ブレーキ１に送給されるブレーキ油圧Ｐ_b
の変化率は、発生する制動トルクＴ_bが目標トルクに接
近する前に緩やかになり、ダンピングの最適化を達成で
き、また有害なゼロクロスピークの発生を大幅に軽減す
ることができる。

【００５６】更に、サーボアンプ５が出力する制御信号
は、ＰＤ演算部７の出力そのものではなく、直列進み補
償要素８を経ることにより、油圧制御弁２のスプール20
の移動速度に対応する速度フィードバック信号Ｅ₀に関
連した一次の進みを前記出力に付加した信号となるか
ら、前述した如く、圧力制御弁32と油圧配管系とからな
る圧力変換部63が保有する一次の遅れ成分が吸収され
る。特に、直列進み補償要素８の時定数Ｔ₀が圧力変換
部63の時定数Ｔに略等しく設定された場合、油圧配管系
の一次遅れは略完全に相殺され、この遅れに起因する応
答性の悪化を解消できる。

【００５７】図６は、以上の如く構成された負荷試験装
置において、トルク指令信号Ｚ₀をステップ状に変化さ
せ、ブレーキ１が発生する制動トルクＴ_bの変化態様を
調べた結果を示すグラフであり、図７は、Ｔ_b／Ｚ₀を
マイナーループとしたＴ_b／Ｅ_sの変化態様を調べた結
果を示すグラフである。図６及び図７の比較により明ら
かな如く、本発明装置においては、トルク指令信号Ｅ_s
の変化に対し、ＰＤ演算によって制動トルクＴ_bが急峻
に応答して変化し、しかもオーバシュートの大きさが従
来のそれに比して大幅に低減していることがわかる。

【００５８】なお以上の実施例においては、ブレーキ油
圧Ｐ_bの調圧が、揺動アーム13の支持部に介装されて制
動トルク相当荷重Ｆ_bが付加されるスプール20を備えた
油圧制御弁２と、該油圧制御弁２に目標トルクに対応す
る制御油圧Ｐ_cを送給し、スプール20を前記Ｆ_bと逆方
向に付勢する電流制御型の圧力制御弁32とにより行われ
る構成について述べたが、前記実開平２-25842号公報に
開示された負荷試験装置、即ち、ブレーキ油圧Ｐ_bの調
圧手段として流量制御型のサーボ弁を用いた負荷試験装
置においては、図８〜図11に示す制御系の構成により同
様の効果が得られる。

【００５９】図８はこの種の負荷試験装置の制御系全体
のブロック図、図９はサーボアンプの内部構成の一実施
例を示すブロック図である。

【００６０】図８は、図１に示す模式図における圧力制
御弁32及び油圧制御弁２を流量制御型のサーボ弁９に置
き換えたものであり、図示の如くサーボ弁９は、流量変
換部90と油圧変換部91とにより表される。流量変換部90
は、図１における油圧制御弁２と同様、比例感度Ｋ_Qを
有する比例要素であり、油圧変換部91は、サーボ弁９か
らブレーキ１に至る油圧ホースを含み、所定のゲイン
（圧力勾配係数Ｋ_L）を有する一次遅れの伝達関数を備
えた遅れ要素であって、サーボアンプ５からサーボ弁９
に与えられる制御信号は、まず、前者によりブレーキ１
の作動シリンダ10への送給油量に変換され、次いで、固
定オリフィスを介して後者によりブレーキ油圧Ｐ_bに変
換される。

【００６１】サーボ弁９の出力であるブレーキ油圧Ｐ_b
は、図４に示すブロック図と同様、作動シリンダ10内部
のピストン 100に相当する油圧力加算点64に作用し、ピ
ストン 100は、前記戻しばね101,101 …の付勢力を進出
側油室 10aでの受圧面積にて除して得られる等価ピスト
ン戻し圧力Ｐ_rとの差に相当する力により制動板を押圧
し、この押圧力が、所定の比例感度（ブレーキ定数
Ｋ_c）を有する比例要素として表されるトルク変換部65
を経て制動トルクＴ_bに変換される。ブレーキ１が発生
する制動トルクＴ_bは、揺動アーム13の長さＬにて除さ
れた制動トルク相当荷重Ｆ_bとして揺動アーム13の支持
部に介装されたロードセル41により検出されており、こ
の検出結果は、フィードバックアンプ66により増幅され
たトルクフィードバック信号Ｅ_bとして、絶対値回路68
を経てサーボアンプ５にフィードバックされている。

【００６２】図９に示す如くサーボアンプ５は、比例感
度Ｋ_eを有する比例要素70と、ゲインＫ_iを有する積分
要素 70aと、ゲインＫ_dを有する微分要素71とを、一対
の加算器72，73間に並設してなるＰＩＤ演算部７′と、
該ＰＩＤ演算部７′の出力側に構成され、ゲインＫ₀を
有する一次進みの伝達関数を備えた直列進み補償要素８
とを備えてなる。

【００６３】ＰＩＤ演算部７′の加算器72には、サーボ
アンプ５に入力されるトルク指令信号Ｅ_sが与えられ、
またトルクフィードバック信号Ｅ_bがフィルタ74を介し
て与えられており、該加算器72は、両者の偏差信号（＝
Ｅ_s−Ｅ_b）を比例要素70及び積分要素 70aに出力す
る。一方、比例要素70及び積分要素 70aに並設された微
分要素71には、トルクフィードバック信号Ｅ_bが直接的
に与えられており、これらの出力側の加算器73において
は、比例要素70及び積分要素 70aによる前記偏差信号の
ＰＩ演算値を微分要素71の出力により減量補正するＰＩ
Ｄ演算が行われ、サーボ弁９の制御量が決定される。直
列進み補償要素８は、ＰＩＤ演算部７′の出力信号Ｚ₀
に一次の進みを付加した出力を発し、この出力がサーボ
弁９の流量変換部90に制御信号として与えられる。

【００６４】なお、図８に示す如く、トルクフィードバ
ック信号Ｅ_bのフィードバック回路に絶対値回路68を必
要とするのは、サーボ弁９への制御信号が常に正の電圧
信号であるのに対し、ロードセル41により検出される制
動トルク相当荷重Ｆ_bがブレーキ１の回転方向に応じた
正負の符号を有しており、前記加算器72においてトルク
フィードバック信号Ｅ_bとトルク指令信号Ｅ_sとの偏差
を得るには、前者をそのまま用いることができないため
である。

【００６５】ここで、図５に示すサーボアンプ５を備え
た図４に示す制御系全体の伝達関数Ｇ（＝Ｔ_b／Ｅ_s）
は、次式に示す如く、二次の遅れ系と進み要素の積とし
て表される。

【００６６】

【数１】

【００６７】一方、図９に示す如く構成されたサーボア
ンプ５においては、図５に示すサーボアンプ５とは異な
り、フィードフォワードアンプ50と非線形処理部51とか
らなるフィードフォワード回路が省略されているが、こ
のフィードフォワード回路がなくとも同様の応答性の向
上が達成される。図９のサーボアンプ５を備えた図８に
示す制御系全体の伝達関数Ｇは、（１）式と同形の次式
により表される。

【００６８】

【数２】

【００６９】この式は、作動シリンダ10内部のピストン
100に作用する等価ピストン戻し圧力Ｐ_rにおいて、ｄ
Ｐ_r≒０であると考えてよく、また直列進み補償要素８
の時定数Ｔ₀が流量変換部90の時定数Ｔに略等しいこと
を前提として導かれたものであり、式中のＫ_bは、ロー
ドセル41及びフィードバックアンプ66の比例感度を示
す。（２）式に明らかな如く、一次の進みを付与すると
共に、フィードフォワード回路を省略した図９に示すサ
ーボアンプ５の採用によっても、二次の遅れ系と進み要
素の積として表される所望の伝達関数Ｇが得られる。

【００７０】図10及び図11は、いずれもブレーキ油圧Ｐ
_bの調圧手段として流量制御型のサーボ弁を用いた構成
において適用されるサーボアンプの内部構成の他の実施
例を示すブロック図である。図10に示すサーボアンプ５
は、図９に示すサーボアンプ５における直列進み補償要
素８を、比例感度Ｋ₀を有する比例要素８′に置き換え
たものである。図11に示すサーボアンプ５は、直列進み
補償要素８と比例要素８′との置き換えに加えて、図９
及び図10におけるＰＩＤ演算部７′を、比例感度Ｋ_eを
有する比例要素70とゲインＫ_iを有する積分要素 70aと
を並設してなるＰＩ演算部７″に置き換え、サーボ弁９
の制御量を、トルク指令信号Ｅ_sとトルクフィードバッ
ク信号Ｅ_bとの偏差信号（＝Ｅ_s−Ｅ_b）を入力とする
前記ＰＩ演算部７″により決定する構成としたものであ
る。

【００７１】図10及び図11に示すサーボアンプ５を備え
た図８に示す制御系全体の伝達関数Ｇは、夫々、（３）
式及び（４）式に示す如くなり、これらのサーボアンプ
５の採用によっても、二次の遅れ系と進み要素の積とし
て表される所望の伝達関数Ｇが得られる。

【００７２】

【数３】

【００７３】

【数４】

【００７４】

【発明の効果】以上詳述した如く本発明の第１発明に係
る負荷試験装置においては、ブレーキ油圧の調圧手段た
る電流制御型の圧力制御弁に与える制御信号が、ブレー
キが発生する制動トルクのフィードバック信号の微分値
により減量補正されると共に、フィードフォワード回路
により、前記フィードバック信号と目標トルク指令信号
との偏差の微分値により増量補正されるから、例えば、
正逆転切換え後の運転当初に制動トルクが連続的な変化
状態にある場合、この変化の初期に増量側の補正が、そ
の後に減量側の補正が夫々行われ、高い応答性を維持し
たまま有害なゼロクロスピークの発生を低減でき、更
に、調圧手段への制御信号に所定の進みを与える直列進
み補償要素を備えるから、油圧配管系での遅れが相殺さ
れ、この遅れに起因する応答性の悪化を有効に解消でき
る。

【００７５】また本発明の第２、第３発明に係る負荷試
験装置においては、ブレーキ油圧の調圧手段たる流量制
御型のサーボ弁に与える制御信号を、目標トルク指令信
号と制動トルクのフィードバック信号との偏差を入力と
するＰＩ演算部、又はこのＰＩ演算部に前記フィードバ
ック信号を入力とする微分要素を並設してなるＰＩＤ演
算部により決定することにより、第１発明におけると同
様、高い応答性を維持したまま有害なゼロクロスピーク
の発生を低減できる等、本発明は優れた効果を奏する。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係る負荷試験装置の油圧回路の構成を
示す模式図である。

【図２】負荷トルクの発生手段である油圧作動型ブレー
キの縦断面図である。

【図３】図２の要部拡大図である。

【図４】ブレーキ油圧の調圧に電流制御型の圧力制御弁
を用いてなる負荷試験装置の制御系のブロック図であ
る。

【図５】図４の制御系におけるサーボアンプの内部構成
を示すブロック図である。

【図６】本発明に係る負荷試験装置におけるＴ_b／Ｚ₀
のステップ応答を示すグラフである。

【図７】Ｔ_b／Ｚ₀をマイナーループとしたＴ_b／Ｅｓ
のステップ応答を示すグラフである。

【図８】ブレーキ油圧の調圧に流量制御型のサーボ弁を
用いてなる負荷試験装置の制御系のブロック図である。

【図９】図８の制御系におけるサーボアンプの内部構成
の一実施例を示すブロック図である。

【図１０】図８の制御系におけるサーボアンプの内部構
成の他の実施例を示すブロック図である。

【図１１】図８の制御系におけるサーボアンプの内部構
成の他の実施例を示すブロック図である。

【符号の説明】

１ブレーキ２油圧制御弁５サーボアンプ７ＰＤ演算部（フィードフォワード補償回路付）７′ ＰＩＤ演算部７″ ＰＩ演算部８直列進み補償要素８′ 比例要素９サーボ弁 10 作動シリンダ 10a 油室 10b 油室 11 回転軸 12 ハウジング 13 揺動アーム 32 圧力制御弁 41 ロードセル 42 速度検出器 50 フィードフォワードアンプ 51 非線形処理部 70 比例要素 70a 積分要素 71 微分要素 72 加算器 73 加算器 100 ピストンＡ供試回転機Ｅ_b トルクフィードバック信号Ｅ_s トルク指令信号

Claims

【特許請求の範囲】

【請求項１】供試回転機に連動連結された油圧作動型
のブレーキと、該ブレーキが発生する制動トルクの作用
に応じたスプールの移動により前記ブレーキの作動油圧
を調圧する油圧制御弁と、該油圧制御弁のスプールを前
記制動トルクの作用方向と逆向きに付勢する制御油圧を
発生する電流制御型の圧力制御弁とを備え、前記制動ト
ルクと前記スプールの移動速度とを検出し、これらの検
出値のフィードバック信号と目標トルク指令信号とに基
づいてサーボアンプが出力する制御信号により前記圧力
制御弁を動作させ、前記供試回転機の負荷試験を前記目
標トルク指令信号に対応する負荷トルク下にて行うよう
にした負荷試験装置において、前記サーボアンプは、前
記目標トルク指令信号と前記制動トルクのフィードバッ
ク信号との偏差を入力とする比例要素に前記制動トルク
のフィードバック信号を入力とする微分要素を並設して
なるＰＤ演算部と、前記目標トルク指令信号の微分値に
より前記ＰＤ演算部の出力を増量補正するフィードフォ
ワード回路と、前記補正後のＰＤ演算部の出力と前記移
動速度のフィードバック信号との偏差に所定の進みを与
えて前記制御信号を出力する直列進み補償要素とを具備
することを特徴とする負荷試験装置。
【請求項２】供試回転機に連動連結された油圧作動型
のブレーキと、該ブレーキに送給されるブレーキ油圧を
調圧する流量制御型のサーボ弁とを備え、前記ブレーキ
が発生する制動トルクを検出し、この検出値のフィード
バック信号と目標トルク指令信号とに基づいてサーボア
ンプが出力する制御信号により前記サーボ弁を動作さ
せ、前記供試回転機の負荷試験を前記目標トルク指令信
号に対応する負荷トルク下にて行うようにした負荷試験
装置において、前記サーボアンプは、前記目標トルク指
令信号と前記フィードバック信号との偏差を入力とする
ＰＩ演算部を具備することを特徴とする負荷試験装置。
【請求項３】供試回転機に連動連結された油圧作動型
のブレーキと、該ブレーキに送給されるブレーキ油圧を
調圧する流量制御型のサーボ弁とを備え、前記ブレーキ
が発生する制動トルクを検出し、この検出値のフィード
バック信号と目標トルク指令信号とに基づいてサーボア
ンプが出力する制御信号により前記サーボ弁を動作さ
せ、前記供試回転機の負荷試験を前記目標トルク指令信
号に対応する負荷トルク下にて行うようにした負荷試験
装置において、前記サーボアンプは、前記目標トルク指
令信号と前記フィードバック信号との偏差を入力とする
ＰＩ演算器に前記フィードバック信号を入力とする微分
要素を並設してなるＰＩＤ演算部を具備することを特徴
とする負荷試験装置。