WO2019026892A1 - 液圧駆動装置 - Google Patents

液圧駆動装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2019026892A1
WO2019026892A1 PCT/JP2018/028612 JP2018028612W WO2019026892A1 WO 2019026892 A1 WO2019026892 A1 WO 2019026892A1 JP 2018028612 W JP2018028612 W JP 2018028612W WO 2019026892 A1 WO2019026892 A1 WO 2019026892A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
pump
electric motor
hydraulic
supply
command value
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2018/028612
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
英紀 田中
渡辺　英樹
勇 吉村
智秀 服部
麻里子 尾形
忠 穴田
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Kawasaki Heavy Industries Ltd
Kawasaki Motors Ltd
Original Assignee
Kawasaki Heavy Industries Ltd
Kawasaki Jukogyo KK
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Kawasaki Heavy Industries Ltd, Kawasaki Jukogyo KK filed Critical Kawasaki Heavy Industries Ltd
Priority to CN201880047619.4A priority Critical patent/CN110914547B/zh
Priority to US16/636,077 priority patent/US11137001B2/en
Priority to EP18841603.6A priority patent/EP3663580B1/en
Publication of WO2019026892A1 publication Critical patent/WO2019026892A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/26—Control
    • F04B1/30—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks
    • F04B1/32—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block
    • F04B1/324—Control of machines or pumps with rotary cylinder blocks by varying the relative positions of a swash plate and a cylinder block by changing the inclination of the swash plate
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B15/00—Fluid-actuated devices for displacing a member from one position to another; Gearing associated therewith
    • F15B15/18—Combined units comprising both motor and pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/20—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block
    • F04B1/22—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block having two or more sets of cylinders or pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B17/00—Pumps characterised by combination with, or adaptation to, specific driving engines or motors
    • F04B17/03—Pumps characterised by combination with, or adaptation to, specific driving engines or motors driven by electric motors
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/002—Hydraulic systems to change the pump delivery
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/06—Control using electricity
    • F04B49/065—Control using electricity and making use of computers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B49/00—Control, e.g. of pump delivery, or pump pressure of, or safety measures for, machines, pumps, or pumping installations, not otherwise provided for, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B47/00
    • F04B49/08—Regulating by delivery pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B7/00—Systems in which the movement produced is definitely related to the output of a volumetric pump; Telemotors
    • F15B7/005—With rotary or crank input
    • F15B7/006—Rotary pump input
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2278—Hydraulic circuits
    • E02F9/2285—Pilot-operated systems
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2278—Hydraulic circuits
    • E02F9/2296—Systems with a variable displacement pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/20507—Type of prime mover
    • F15B2211/20515—Electric motor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/2053—Type of pump
    • F15B2211/20546—Type of pump variable capacity
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/2053—Type of pump
    • F15B2211/20546—Type of pump variable capacity
    • F15B2211/20553—Type of pump variable capacity with pilot circuit, e.g. for controlling a swash plate
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/2053—Type of pump
    • F15B2211/20561—Type of pump reversible
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/27—Directional control by means of the pressure source
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/305—Directional control characterised by the type of valves
    • F15B2211/30505—Non-return valves, i.e. check valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/32—Directional control characterised by the type of actuation
    • F15B2211/329—Directional control characterised by the type of actuation actuated by fluid pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/665—Methods of control using electronic components
    • F15B2211/6651—Control of the prime mover, e.g. control of the output torque or rotational speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/665—Methods of control using electronic components
    • F15B2211/6652—Control of the pressure source, e.g. control of the swash plate angle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/665—Methods of control using electronic components
    • F15B2211/6655—Power control, e.g. combined pressure and flow rate control
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/705—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor characterised by the type of output members or actuators
    • F15B2211/7051—Linear output members
    • F15B2211/7053—Double-acting output members

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic drive system that operates a hydraulic actuator by an electric motor.
  • a hydraulic drive system has been known in which a hydraulic actuator is operated by an electric motor (see, for example, Patent Document 1).
  • the pump driven by the electric motor has a pair of pump ports which are switched between the discharge side and the suction side depending on the rotation direction of the electric motor, and these pump ports are connected by a pair of supply and discharge lines. Connected to the hydraulic actuator.
  • the hydraulic actuator operates by an operation amount corresponding to the rotation amount of the electric motor. That is, the torque of the electric motor is converted into the thrust of the hydraulic actuator (when the hydraulic actuator is a hydraulic cylinder) or the torque (when the hydraulic actuator is a hydraulic motor). Also, regardless of whether the hydraulic actuator is a hydraulic cylinder or a hydraulic motor, the pump sets the rotational speed of the electric motor to a relatively low hydraulic actuator speed (cylinder speed or motor speed). It functions as a reduction gear to convert.
  • the pump In conventional hydraulic drives, the pump is of the fixed displacement type. Therefore, if the rotational speed and torque of the electric motor are constant, the thrust or torque of the hydraulic actuator is also constant.
  • the hydraulic actuator is a hydraulic cylinder
  • an object of the present invention is to provide a hydraulic drive that can change the reduction ratio according to the thrust or torque required for the hydraulic actuator even if the number of revolutions and torque of the electric motor are constant. Do.
  • the hydraulic drive device is an electric motor and a variable displacement pump driven by the electric motor, wherein a discharge side and a suction side are selected according to the rotation direction of the electric motor.
  • a pump having a pair of pump ports switched, a hydraulic actuator connected to the pair of pump ports by a first supply / discharge line and a second supply / discharge line, and an actuator position command value for the hydraulic actuator
  • a controller configured to control the electric motor, wherein the pump is configured such that the volume of the pump decreases as the differential pressure between the first supply and discharge line and the second supply and discharge line increases.
  • the hydraulic actuator is a hydraulic cylinder or a hydraulic motor
  • the pressure in the supply and discharge line of the hydraulic oil supply side to the hydraulic actuator is usually high, and the supply on the discharge side of the hydraulic fluid from the hydraulic actuator Discharge line pressure is low. That is, when the differential pressure between the first supply and discharge line and the second supply and discharge line is large, it means that the thrust or torque required for the hydraulic actuator is large.
  • a small pump capacity means a large reduction ratio. Therefore, according to the above configuration, even if the number of revolutions and the torque of the electric motor are constant, the reduction gear ratio can be changed according to the thrust or torque required for the hydraulic actuator.
  • the pump has a rotation shaft, a cylinder block having a plurality of cylinder bores formed therein, which rotates with the rotation shaft, a plurality of pistons respectively inserted into the plurality of cylinder bores, and a port having the pair of pump ports formed thereon
  • a moment including a plate, a swash plate defining strokes of the plurality of pistons, and a spring pressing the swash plate, wherein the piston causes the swash plate to tilt in accordance with a pressure difference between the pair of pump ports May be configured to generate the According to this configuration, the mechanical unit configured of the electric motor, the pump, and the hydraulic pressure actuator can be miniaturized, and the displacement of the pump according to the differential pressure between the first supply and discharge line and the second supply and discharge line. The corners can be switched automatically.
  • the hydraulic actuator may be a hydraulic cylinder that changes the joint angle between a pair of members that are pivotably connected to each other. According to this configuration, the hydraulic drive can be used for joints of humanoid robots and industrial robots.
  • the above-mentioned hydraulic drive further includes a position sensor for detecting a motor angle actual value which is a rotation angle of the electric motor, and the control device determines a reduction ratio corresponding to a tilt angle of the pump Calculating a motor angle command value for the electric motor using the actuator position command value and the reduction ratio, and performing position feedback control using the motor angle command value and a motor angle actual value detected by the position sensor You may go.
  • a position sensor for detecting a motor angle actual value which is a rotation angle of the electric motor
  • the control device determines a reduction ratio corresponding to a tilt angle of the pump Calculating a motor angle command value for the electric motor using the actuator position command value and the reduction ratio, and performing position feedback control using the motor angle command value and a motor angle actual value detected by the position sensor You may go.
  • the actuator position command value is a joint angle command value between the pair of members
  • the above-described hydraulic drive device further includes a position sensor that detects a joint angle result value between the pair of members, and the control device
  • the position feedback control may be performed using a detected value of the joint angle command value and a joint angle actual value detected by the position sensor. According to this configuration, the operating position of the hydraulic actuator can be controlled with high accuracy even if the reduction ratio is not accurately determined.
  • the reduction ratio can be changed according to the thrust or torque required for the hydraulic actuator even if the number of revolutions and the torque of the electric motor are constant.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view taken along line IV-IV of FIG. 3;
  • FIG. 5A is a block diagram in the control device of the present embodiment, and
  • FIG. 5B is a block diagram in the control device of the modification.
  • FIG. 6A is a diagram showing the relationship between cylinder speed and cylinder thrust when the tilt angle of the pump is small, and
  • FIG. 6B is a diagram showing the relationship between cylinder speed and cylinder thrust when the tilt angle of the pump is large.
  • FIG. 1 shows a hydraulic drive 1 according to an embodiment of the present invention.
  • the hydraulic drive 1 includes a machine unit 2 and a controller 5.
  • the machine unit 2 is one in which the electric motor 21, the pump 3 and the hydraulic actuator 22 are integrated.
  • a storage chamber with a small volume is formed as a tank 29 (see FIG. 1).
  • the hydraulic actuator 22 is a single-rod hydraulic cylinder that changes the joint angle between the pair of members 71 and 72 that are pivotably connected to each other.
  • each of the members 71 and 72 is a robot arm.
  • the hydraulic actuator 22 may be a hydraulic cylinder of both rods.
  • the hydraulic actuator 22 may be a hydraulic motor.
  • the mechanical unit 2 is provided with a hydraulic circuit including the pump 3 and the hydraulic actuator 22.
  • the hydraulic fluid flowing through the hydraulic circuit is typically oil, but may be other liquids such as water.
  • the pump 3 includes a rotating shaft 31 connected to the output shaft of the electric motor 21. That is, the pump 3 is driven by the electric motor 21.
  • the rotation shaft 31 of the pump 3 may be directly connected to the output shaft of the electric motor 21 or may be connected indirectly via a reduction gear or the like.
  • the pump 3 has a pair of pump ports 3a and 3b.
  • the pump ports 3a and 3b are switched between the discharge side and the suction side depending on the rotation direction of the electric motor 21. For example, when the electric motor 21 rotates in one direction, the pump port 3a becomes the suction port and the pump port 3b becomes the discharge port, and when the electric motor 21 rotates in the reverse direction, the pump port 3b becomes the suction port and the pump port 3a It becomes a discharge port.
  • the pump ports 3 a and 3 b of the pump 3 are connected to the hydraulic pressure actuator 22 by the first supply and discharge line 23 and the second supply and discharge line 24.
  • the hydraulic pressure actuator 22 is a single rod hydraulic cylinder, the amount supplied to the hydraulic pressure actuator 22 and the amount discharged from the hydraulic pressure actuator 22 differ. Therefore, the first supply and discharge line 23 on the rod side of the hydraulic cylinder is connected to the tank 29 by the first adjustment line 25 provided with the check valve 26, and the second supply and discharge on the head side of the hydraulic cylinder
  • the line 24 is connected to the tank 29 by a second adjustment line 27 provided with a pilot check valve 28.
  • the check valve 26 and the pilot check valve 28 allow the flow derived from the tank 29 and prohibit the reverse flow. Furthermore, the pressure of the first supply / discharge line 23 is led to the pilot check valve 28 provided in the second adjustment line 27 through the pilot line 28a, and the pressure of the first supply / discharge line 23 is set in the pilot check valve 28 Release the backflow prevention function when it becomes higher than pressure.
  • the second adjustment line 27 may be provided with a simple check valve instead of the pilot check valve 28.
  • the pump 3 is a variable displacement pump.
  • the pump 3 is configured such that the volume (displacement volume per one rotation) of the pump 3 decreases as the differential pressure between the first supply and discharge line 23 and the second supply and discharge line 24 increases.
  • the pump 3 is a swash plate pump. Then, the tilt angle of the pump 3 is automatically switched in accordance with the pressure difference between the first supply and discharge line 23 and the second supply and discharge line 24.
  • the pump 3 includes a port block 44 and a casing 45 which rotatably support the above-described rotating shaft 31 via a bearing.
  • the port plate 43, the cylinder block 32, the swash plate 35 and the like are accommodated in the space surrounded by the port block 44 and the casing 45.
  • the cylinder block 32 rotates with the rotation shaft 31.
  • a plurality of cylinder bores 41 are formed in the cylinder block 32.
  • a plurality of pistons 33 are respectively inserted into these cylinder bores 41.
  • a communication passage 42 is formed at the bottom of each cylinder bore 41.
  • the swash plate 35 defines the stroke of the piston 33. More specifically, a plurality of shoes 34 are respectively fitted to the head of the piston 33, and these shoes 34 slide on the swash plate 35 as the cylinder block 32 rotates. The angle between the sliding surface on the shoe 34 side of the swash plate 35 and the surface orthogonal to the rotation shaft 31 is the tilt angle of the pump 3.
  • a spring 37 is disposed beside the cylinder block 32.
  • the spring 37 is interposed between the swash plate 35 and the port block 44, and presses the swash plate 35 in the axial direction of the rotation shaft 31 via the pressing plate 36.
  • the port plate 43 is fixed to the port block 44, and the cylinder block 32 slides on the port plate 43. As shown in FIG. 4, the port plate 43 is formed with the above-described pump ports 3a and 3b.
  • the communication passage 42 formed in the cylinder block 32 communicates with the pump ports 3a and 3b and is separated from the pump ports 3a and 3b.
  • the pump 3 is configured to generate a moment that causes the piston 33 to tilt the swash plate 35 in accordance with the pressure difference between the pump ports 3a and 3b.
  • each of the pump ports 3a and 3b has a shape in which the part on the non-spring side is longer than the part on the spring side when divided into the spring side and the non-spring side at the center of the rotation shaft 31.
  • the spring side is referred to as upward from the center of the rotary shaft 31
  • the anti-spring side is referred to as downward from the center of the rotary shaft 31.
  • the force with which the piston 33 presses the lower portion of the swash plate 35 becomes larger than the force with which the piston 33 presses the upper portion of the swash plate 35.
  • the force with which the piston 33 presses the lower portion of the swash plate 35 is smaller than the force with which the piston 33 presses the upper portion of the swash plate 35. Therefore, as the discharge pressure becomes higher, in other words, as the pressure difference between the pump ports 3a and 3b becomes larger, the piston 33 resists the biasing force of the spring 37 and the inclination angle of the pump 3 becomes smaller. The moment to tilt is increased.
  • the control device 5 described above controls the electric motor 21 based on an actuator position command value for the hydraulic pressure actuator 22.
  • the control device 5 is a computer having a memory such as a ROM or a RAM and a CPU, and a program stored in the ROM is executed by the CPU.
  • the control device 5 may be a single device or may be divided into a plurality of devices.
  • the control device 5 includes a motor angle conversion unit 51, a position control unit 52, a speed control unit 53, an inverter unit 54, and a differentiation unit 55.
  • An actuator position command value is input to the control device 5 from another device (not shown).
  • the actuator position command value is the joint angle command value ⁇ c between the members 71 and 72.
  • control device 5 is electrically connected to the two encoders 61 and 62 (position sensors).
  • the encoder 61 is provided on the output shaft of the electric motor 21 as shown in FIG. 1, and detects a motor angle actual value ⁇ mf which is a rotation angle of the electric motor 21.
  • the encoder 62 is provided on a swing shaft connecting the members 71 and 72 to each other as shown in FIG. 2, and detects a joint angle result value ⁇ f between the members 71 and 72.
  • the position sensor for detecting the joint angle actual value ⁇ f it is possible to use a stroke sensor or the like provided in a hydraulic cylinder which is the hydraulic actuator 22 other than the encoder 62.
  • the control device 5 performs position feedback control using the joint angle command value ⁇ c and the actual joint angle value ⁇ f between the members 71 and 72 detected by the encoder 62.
  • Control device 5 performs speed feedback control using motor speed command value ⁇ mc for electric motor 21 and a derivative value (motor speed actual value) ⁇ mf of motor angle actual value ⁇ mf of electric motor 21 detected by encoder 61.
  • motor speed actual value motor speed actual value
  • the motor angle conversion unit 51 determines the reduction ratio R corresponding to the tilt angle of the pump 3 and dependent on the link mechanism such as the members 71 and 72, and uses the joint angle command value ⁇ c and the reduction ratio R to electrically A motor position deviation ⁇ me with respect to the motor 21 is calculated.
  • the reduction ratio R also depends on the pressure difference between the first supply and discharge line 23 and the second supply and discharge line 24.
  • the motor angle conversion unit 51 calculates the reduction ratio R based on the detection values of a torque meter provided in the electric motor 21 or pressure gauges provided in the first and second supply and discharge lines 23 and 24. .
  • the motor angle conversion unit 51 divides the deviation between the joint angle command value ⁇ c between the members 71 and 72 and the actual joint angle value ⁇ f detected by the encoder 62 by the reduction ratio R to obtain the motor position deviation ⁇ me with respect to the electric motor 21.
  • the position control unit 52 multiplies the motor position deviation ⁇ me by the position gain Kp to calculate a motor speed command value ⁇ mc for the electric motor 21.
  • the controller 5 multiplies the deviation between the joint angle command value ⁇ c between the members 71 and 72 and the actual joint angle value ⁇ f detected by the encoder 62 by Kp / R without calculating the motor position deviation ⁇ me.
  • the motor speed command value ⁇ mc may be calculated.
  • the differentiation unit 55 differentiates the motor angle actual value ⁇ mf detected by the encoder 61 to calculate the motor speed actual value ⁇ mf.
  • the speed control unit 53 multiplies the deviation between the motor speed command value ⁇ mc and the motor speed actual value ⁇ mf by the speed gain Kv to calculate the current command value Imc for the electric motor 21.
  • the inverter unit 54 supplies power to the electric motor 21 based on the current command value Imc.
  • the displacement of the pump 3 decreases. Is configured. Normally, the pressure in the supply and discharge line of the hydraulic fluid supply side to the hydraulic actuator 22 is high, and the pressure in the supply and discharge line of the hydraulic fluid discharge side from the hydraulic actuator 22 is low. That is, the fact that the differential pressure between the first supply and discharge line 23 and the second supply and discharge line 24 is large means that the thrust required for the hydraulic actuator 22 which is a hydraulic cylinder is large. Further, the fact that the displacement of the pump 3 is small means that the reduction ratio R is large. Therefore, according to the fluid pressure drive device 1 of the present embodiment, the reduction ratio R can be changed according to the thrust required for the fluid pressure actuator 22 even if the rotational speed and torque of the electric motor 21 are constant.
  • the hydraulic actuator 22 is a hydraulic cylinder that changes the joint angle between the members 71 and 72
  • the hydraulic drive device 1 may be used for joints such as a humanoid robot and an industrial robot. it can.
  • the electric motor 21 detected by the encoder 61 is detected instead of the joint angle actual value ⁇ f between the members 71 and 72 detected by the encoder 62.
  • the motor angle actual value ⁇ mf may be used. That is, the controller 5 calculates the motor angle command value ⁇ mc using the joint angle command value ⁇ c and the reduction ratio R, and performs position feedback control using the motor angle command value ⁇ mc and the motor angle actual value ⁇ mf. Good.
  • the reduction ratio R may not be accurately determined, or the hydraulic circuit
  • the operating position of the hydraulic actuator 22 can be controlled with high accuracy even if there is a leak of hydraulic fluid from the valve.
  • the tilt angle of the pump 3 does not necessarily have to be switched automatically, and may be changed by an electric actuator.
  • the pump 3 was a swash plate pump
  • the pump 3 may be a slant axis pump.
  • the pump 3 is not particularly limited as long as it is of a variable displacement type, and may be, for example, a vane pump or a variable displacement gear pump.
  • the mechanical unit 2 configured of the electric motor 21, the pump 3 and the hydraulic actuator 22 can be miniaturized.
  • control device 5 may perform sensorless control based on a control theory such as an observer.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Computer Hardware Design (AREA)
  • Reciprocating Pumps (AREA)
  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)
  • Control Of Positive-Displacement Pumps (AREA)

Abstract

液圧駆動装置は、電動モータと、電動モータによって駆動される可変容量型のポンプであって、電動モータの回転方向によって吐出側と吸込側とが切り換わる一対のポンプポートを有するポンプと、第１給排ラインおよび第２給排ラインにより一対のポンプポートと接続された液圧アクチュエータと、液圧アクチュエータに対するアクチュエータ位置指令値に基づいて電動モータを制御する制御装置と、を備え、ポンプは、第１給排ラインと第２給排ラインとの差圧が大きくなるほど当該ポンプの容量が小さくなるように構成されている。

Description

液圧駆動装置
　本発明は、電動モータにより液圧アクチュエータを作動させる液圧駆動装置に関する。
　従来から、電動モータにより液圧アクチュエータを作動させる液圧駆動装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。この液圧駆動装置では、電動モータによって駆動されるポンプが、電動モータの回転方向によって吐出側と吸込側とが切り換わる一対のポンプポートを有し、これらのポンプポートが一対の給排ラインにより液圧アクチュエータと接続される。
　このような液圧駆動装置では、液圧アクチュエータは、電動モータの回転量に応じた作動量だけ作動する。つまり、電動モータのトルクが液圧アクチュエータの推力（液圧アクチュエータが液圧シリンダの場合）またはトルク（液圧アクチュエータが液圧モータの場合）に変換される。また、液圧アクチュエータが液圧シリンダの場合も液圧アクチュエータが液圧モータの場合も、ポンプは、電動モータの回転速度を、比較的に遅い液圧アクチュエータの速度（シリンダ速度またはモータ速度）に変換する減速機として機能する。
特開２００４－２５７４４８号公報
　従来の液圧駆動装置では、ポンプが固定容量型である。従って、電動モータの回転数およびトルクが一定であれば、液圧アクチュエータの推力またはトルクも一定である。
　しかしながら、電動モータの回転数およびトルクが一定であっても、液圧アクチュエータに必要な推力またはトルクに応じて減速比を変更できるようにすることが望まれる。例えば、液圧アクチュエータが液圧シリンダの場合は、シリンダ速度を遅くして推力を大きくしたり、シリンダ速度を速くして推力を小さくしたりすることが望まれる。
　そこで、本発明は、電動モータの回転数およびトルクが一定であっても液圧アクチュエータに必要な推力またはトルクに応じて減速比を変更することができる液圧駆動装置を提供することを目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明の液圧駆動装置は、電動モータと、前記電動モータによって駆動される可変容量型のポンプであって、前記電動モータの回転方向によって吐出側と吸込側とが切り換わる一対のポンプポートを有するポンプと、第１給排ラインおよび第２給排ラインにより前記一対のポンプポートと接続された液圧アクチュエータと、前記液圧アクチュエータに対するアクチュエータ位置指令値に基づいて前記電動モータを制御する制御装置と、を備え、前記ポンプは、前記第１給排ラインと前記第２給排ラインとの差圧が大きくなるほど当該ポンプの容量が小さくなるように構成されている、ことを特徴とする。
　液圧アクチュエータが液圧シリンダの場合も液圧モータの場合も、通常、液圧アクチュエータへの作動油の供給側の給排ラインの圧力は高く、液圧アクチュエータからの作動液の排出側の給排ラインの圧力は低い。すなわち、第１給排ラインと第２給排ラインとの差圧が大きいことは液圧アクチュエータに必要な推力またはトルクが大きいことを意味する。また、ポンプの容量が小さいことは、減速比が大きいことを意味する。従って、上記の構成によれば、電動モータの回転数およびトルクが一定であっても液圧アクチュエータに必要な推力またはトルクに応じて減速比を変更することができる。
　前記ポンプは、回転軸と、前記回転軸と共に回転する、複数のシリンダボアが形成されたシリンダブロックと、前記複数のシリンダボアにそれぞれ挿入された複数のピストンと、前記一対のポンプポートが形成されたポートプレートと、前記複数のピストンのストロークを規定する斜板と、前記斜板を押圧するスプリングと、を含み、前記一対のポンプポート間の圧力差に応じて前記ピストンが前記斜板を傾動させるモーメントを発生させるように構成されていてもよい。この構成によれば、電動モータ、ポンプおよび液圧アクチュエータで構成される機械ユニットを小型化することができるとともに、第１給排ラインと第２給排ラインの差圧に応じてポンプの傾転角を自動的に切り替えることができる。
　前記液圧アクチュエータは、互いに揺動可能に連結された一対の部材間の関節角度を変更する液圧シリンダであってもよい。この構成によれば、液圧駆動装置をヒューマノイドロボットや産業用ロボットなどの関節に使用することができる。
　例えば、上記の液圧駆動装置は、前記電動モータの回転角度であるモータ角度実績値を検出する位置センサをさらに備え、前記制御装置は、前記ポンプの傾転角と対応する減速比を決定し、前記アクチュエータ位置指令値および前記減速比を使用して前記電動モータに対するモータ角度指令値を算出し、前記モータ角度指令値および前記位置センサで検出されるモータ角度実績値を用いて位置フィードバック制御を行ってもよい。
　前記アクチュエータ位置指令値は、前記一対の部材間の関節角度指令値であり、上記の液圧駆動装置は、前記一対の部材間の関節角度実績値を検出する位置センサをさらに備え、前記制御装置は、前記関節角度指令値および前記位置センサで検出される関節角度実績値の検出値を用いて位置フィードバック制御を行ってもよい。この構成によれば、減速比が正確に決定されなくても、液圧アクチュエータの作動位置を高精度に制御することができる。
　本発明によれば、電動モータの回転数およびトルクが一定であっても液圧アクチュエータに必要な推力またはトルクに応じて減速比を変更することができる。
本発明の一実施形態に係る液圧駆動装置の概略構成図である。 図１に示す液圧駆動装置の機械ユニットの概略構成図である。 ポンプの断面図である。 図３のIV－IV線に沿った断面図である。 図５Ａは本実施形態の制御装置内のブロック図、図５Ｂは変形例の制御装置内のブロック図である。 図６Ａはポンプの傾転角が小さい場合のシリンダ速度とシリンダ推力の関係を示す図、図６Ｂはポンプの傾転角が大きい場合のシリンダ速度とシリンダ推力の関係を示す図である。
　図１に、本発明の一実施形態に係る液圧駆動装置１を示す。この液圧駆動装置１は、機械ユニット２と制御装置５を含む。
　図２に示すように、機械ユニット２は、電動モータ２１、ポンプ３および液圧アクチュエータ２２が一体となったものである。また、機械ユニット２には、タンク２９（図１参照）として、小容積の貯留室が形成されている。
　本実施形態では、液圧アクチュエータ２２が、互いに揺動可能に連結された一対の部材７１，７２間の関節角度を変更する、単ロッドの液圧シリンダである。例えば、部材７１，７２のそれぞれは、ロボットアームである。ただし、液圧アクチュエータ２２は、両ロッドの液圧シリンダであってもよい。あるいは、液圧アクチュエータ２２は、液圧モータであってもよい。
　機械ユニット２には、ポンプ３および液圧アクチュエータ２２を含む液圧回路が設けられている。液圧回路を流れる作動液は、典型的には油であるが、水などのその他の液体であってもよい。
　ポンプ３は、電動モータ２１の出力軸と連結された回転軸３１を含む。つまり、ポンプ３は、電動モータ２１により駆動される。なお、ポンプ３の回転軸３１は、電動モータ２１の出力軸と直接的に連結されてもよいし、減速機などを介して間接的に連結されてもよい。
　ポンプ３は、一対のポンプポート３ａ，３ｂを有する。ポンプポート３ａ，３ｂは、電動モータ２１の回転方向によって吐出側と吸入側とが切り換わる。例えば、電動モータ２１が一方向に回転すれば、ポンプポート３ａが吸入ポート、ポンプポート３ｂが吐出ポートとなり、電動モータ２１が逆方向に回転すれば、ポンプポート３ｂが吸入ポート、ポンプポート３ａが吐出ポートとなる。
　ポンプ３のポンプポート３ａ，３ｂは、第１給排ライン２３および第２給排ライン２４により液圧アクチュエータ２２と接続されている。本実施形態では、液圧アクチュエータ２２が単ロッドの液圧シリンダであるために、液圧アクチュエータ２２への供給量と液圧アクチュエータ２２からの排出量が異なる。そのために、液圧シリンダのロッド側の第１給排ライン２３は、チェック弁２６が設けられた第１調整ライン２５によりタンク２９と接続されており、液圧シリンダのヘッド側の第２給排ライン２４は、パイロットチェック弁２８が設けられた第２調整ライン２７によりタンク２９と接続されている。
　チェック弁２６およびパイロットチェック弁２８は、タンク２９から導出される流れは許容し、その逆の流れは禁止する。さらに、第２調整ライン２７に設けられたパイロットチェック弁２８には、パイロットライン２８ａを通じて第１給排ライン２３の圧力が導かれ、パイロットチェック弁２８は、第１給排ライン２３の圧力が設定圧よりも高くなったときに逆流防止機能を解除する。
　なお、液圧アクチュエータ２２が両ロッドの液圧シリンダまたは液圧モータである場合は、第２調整ライン２７にはパイロットチェック弁２８の代わりに単なるチェック弁が設けられてもよい。
　ポンプ３は、可変容量型のポンプである。ポンプ３は、第１給排ライン２３と第２給排ライン２４との差圧が大きくなるほど当該ポンプ３の容量（１回転あたりに押しのける容積）が小さくなるように構成されている。
　本実施形態では、ポンプ３が斜板ポンプである。そして、ポンプ３の傾転角が、第１給排ライン２３と第２給排ライン２４の差圧に応じて自動的に切り替えられる。
　具体的に、ポンプ３は、図３に示すように、上述した回転軸３１をベアリングを介して回転可能に支持するポートブロック４４およびケーシング４５を含む。そして、これらのポートブロック４４およびケーシング４５で囲まれる空間内に、ポートプレート４３、シリンダブロック３２、斜板３５などが収容されている。
　シリンダブロック３２は、回転軸３１と共に回転する。シリンダブロック３２には、複数のシリンダボア４１が形成されている。これらのシリンダボア４１には、複数のピストン３３がそれぞれ挿入されている。また、シリンダブロック３２には、各シリンダボア４１の底に連通路４２が形成されている。
　斜板３５は、ピストン３３のストロークを規定する。より詳しくは、ピストン３３の頭部には、複数のシュー３４がそれぞれ嵌合しており、これらのシュー３４が、シリンダブロック３２の回転に伴って斜板３５上を摺動する。斜板３５のシュー３４側の摺動面と回転軸３１に対する直交面とのなす角度が、ポンプ３の傾転角である。
　本実施形態では、シリンダブロック３２の脇に、スプリング３７が配置されている。スプリング３７は、斜板３５とポートブロック４４との間に介在し、押圧板３６を介して斜板３５を回転軸３１の軸方向に押圧する。
　ポートプレート４３は、ポートブロック４４に固定されており、シリンダブロック３２がポートプレート４３上を摺動する。図４に示すように、ポートプレート４３には、上述したポンプポート３ａ，３ｂが形成されている。シリンダブロック３２に形成された連通路４２は、ポンプポート３ａ，３ｂと連通したりポンプポート３ａ，３ｂから切り離されたりする。
　ポンプ３は、ポンプポート３ａ，３ｂ間の圧力差に応じてピストン３３が斜板３５を傾動させるモーメントを発生させるように構成されている。本実施形態では、ポンプポート３ａ，３ｂのそれぞれが、回転軸３１の中心でスプリング側と反スプリング側とに分割したときにスプリング側の部分よりも反スプリング側の部分が長くなる形状を有する。なお、説明の便宜上、以下では、回転軸３１の中心からスプリング側を上方、回転軸３１の中心から反スプリング側を下方という。
　このため、ポンプポート３ａ，３ｂのどちらが吐出口となったとしても、ピストン３３が斜板３５の上側部分を押圧する力よりも斜板３５の下側部分を押圧する力が大きくなる。逆に、吸入口では、ピストン３３が斜板３５の上側部分を押圧する力よりも斜板３５の下側部分を押圧する力が小さくなる。従って、吐出圧が高くなるほど、換言すればポンプポート３ａ，３ｂ間の圧力差が大きくなるほど、ピストン３３が斜板３５をスプリング３７の付勢力に抗してポンプ３の傾転角が小さくなる方向に傾動させるモーメントが大きくなる。
　上述した制御装置５は、液圧アクチュエータ２２に対するアクチュエータ位置指令値に基づいて電動モータ２１を制御する。例えば、制御装置５は、ＲＯＭやＲＡＭなどのメモリとＣＰＵを有するコンピュータであり、ＲＯＭに記憶されたプログラムがＣＰＵにより実行される。なお、制御装置５は、単一の機器であってもよいし、複数の機器に分割されてもよい。
　具体的に、制御装置５は、図５Ａに示すように、モータ角度変換部５１、位置制御部５２、速度制御部５３、インバータ部５４および微分部５５を含む。制御装置５には、図略の別の装置から、アクチュエータ位置指令値が入力される。本実施形態では、アクチュエータ位置指令値が、部材７１，７２間の関節角度指令値θｃである。
　さらに、本実施形態では、制御装置５が２つのエンコーダ６１，６２（位置センサ）と電気的に接続されている。エンコーダ６１は、図１に示すように電動モータ２１の出力軸に設けられており、電動モータ２１の回転角度であるモータ角度実績値θｍｆを検出する。エンコーダ６２は、図２に示すように部材７１，７２同士を連結する揺動軸に設けられており、部材７１，７２間の関節角度実績値θｆを検出する。
　なお、関節角度実績値θｆを検出する位置センサとしては、エンコーダ６２以外にも、液圧アクチュエータ２２である液圧シリンダに設けられるストロークセンサなどを用いることが可能である。
　本実施形態では、制御装置５が、図５Ａに示すように、関節角度指令値θｃおよびエンコーダ６２で検出される部材７１，７２間の関節角度実績値θｆを用いて位置フィードバック制御を行う。また、制御装置５は、電動モータ２１に対するモータ速度指令値ωｍｃおよびエンコーダ６１で検出される電動モータ２１のモータ角度実績値θｍｆの微分値（モータ速度実績値）ωｍｆを用いて速度フィードバック制御を行う。以下、制御装置５の各部の機能を詳しく説明する。
　モータ角度変換部５１は、ポンプ３の傾転角と対応し、かつ部材７１，７２等のリンク機構に依存する減速比Ｒを決定し、関節角度指令値θｃおよび減速比Ｒを使用して電動モータ２１に対するモータ位置偏差θｍｅを算出する。
　減速比Ｒは、第１給排ライン２３と第２給排ライン２４との差圧にも依存する。例えば、モータ角度変換部５１は、電動モータ２１に設けられたトルク計または第１および第２給排ライン２３，２４に設けられた圧力計の検出値などに基づいて、減速比Ｒを算出する。
　そして、モータ角度変換部５１は、部材７１，７２間の関節角度指令値θｃとエンコーダ６２で検出される関節角度実績値θｆとの偏差を減速比Ｒで割って電動モータ２１に対するモータ位置偏差θｍｅを算出する。
　位置制御部５２は、モータ位置偏差θｍｅに位置ゲインＫｐを乗算して電動モータ２１に対するモータ速度指令値ωｍｃを算出する。ただし、制御装置５は、モータ位置偏差θｍｅを算出せずに、部材７１，７２間の関節角度指令値θｃとエンコーダ６２で検出される関節角度実績値θｆとの偏差にＫｐ／Ｒを乗算することでモータ速度指令値ωｍｃを算出してもよい。
　微分部５５は、エンコーダ６１で検出されるモータ角度実績値θｍｆを微分してモータ速度実績値ωｍｆを算出する。速度制御部５３は、は、モータ速度指令値ωｍｃとモータ速度実績値ωｍｆとの偏差に速度ゲインＫｖを乗算して、電動モータ２１に対する電流指令値Ｉｍｃを算出する。インバータ部５４は、電流指令値Ｉｍｃに基づいて電動モータ２１へ電力を供給する。
　以上説明したように、本実施形態の液圧駆動装置１では、ポンプ３が、第１給排ライン２３と第２給排ライン２４との差圧が大きくなるほど当該ポンプ３の容量が小さくなるように構成されている。通常、液圧アクチュエータ２２への作動油の供給側の給排ラインの圧力は高く、液圧アクチュエータ２２からの作動液の排出側の給排ラインの圧力は低い。すなわち、第１給排ライン２３と第２給排ライン２４との差圧が大きいことは液圧シリンダである液圧アクチュエータ２２に必要な推力が大きいことを意味する。また、ポンプ３の容量が小さいことは、減速比Ｒが大きいことを意味する。従って、本実施形態の液圧駆動装置１によれば、電動モータ２１の回転数およびトルクが一定であっても液圧アクチュエータ２２に必要な推力に応じて減速比Ｒを変更することができる。
　例えば、図６Ａに示すように、液圧シリンダである液圧アクチュエータ２２に必要な推力が大きな場合は、第１給排ライン２３と第２給排ライン２４との差圧が大きくなるために、減速比Ｒを大きくすることができる。逆に、図６Ｂに示すように、液圧アクチュエータ２２に必要な推力が小さな場合は、第１給排ライン２３と第２給排ライン２４との差圧が小さくなるために、減速比Ｒを小さくすることができる。なお、シリンダ推力およびシリンダ速度で形成される矩形面積は、図６Ａおよび６Ｂ中に示す二点鎖線に沿って変化する。
　また、本実施形態では、液圧アクチュエータ２２が部材７１，７２間の関節角度を変更する液圧シリンダであるので、液圧駆動装置１をヒューマノイドロボットや産業用ロボットなどの関節に使用することができる。
　ところで、制御装置５が行う位置フィードバック制御では、エンコーダ６２で検出される部材７１，７２間の関節角度実績値θｆの代わりに、図５Ｂに示すように、エンコーダ６１で検出される電動モータ２１に対するモータ角度実績値θｍｆが用いられてもよい。つまり、制御装置５は、関節角度指令値θｃおよび減速比Ｒを使用してモータ角度指令値θｍｃを算出し、モータ角度指令値θｍｃおよびモータ角度実績値θｍｆを用いて位置フィードバック制御を行ってもよい。ただし、前記実施形態のようにエンコーダ６２で検出される部材７１，７２間の関節角度実績値θｆを用いて位置フィードバック制御を行うことで、減速比Ｒが正確に決定されなかったり、液圧回路からの作動液のリークがあったとしても、液圧アクチュエータ２２の作動位置を高精度に制御することができる。
　（変形例）
　本発明は上述した実施形態に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。
　例えば、ポンプ３の傾転角は、必ずしも自動的に切り替えられる必要はなく、電動アクチュエータにより変更されてもよい。
　また、前記実施形態では、ポンプ３が斜板ポンプであったが、ポンプ３は斜軸ポンプであってもよい。あるいは、ポンプ３は、可変容量型である限り特に限定されず、例えばベーンポンプや可変容量ギアポンプなどであってもよい。ただし、前記実施形態のようにポンプ３が斜板ポンプであれば、電動モータ２１、ポンプ３および液圧アクチュエータ２２で構成される機械ユニット２を小型化することができる。
　また、制御装置５は、オブザーバなどの制御理論によるセンサレス制御を行ってもよい。
　１　　液圧駆動装置
　２１　電動モータ
　２２　液圧アクチュエータ
　２３　第１給排ライン
　２４　第２給排ライン
　３　　ポンプ
　３ａ，３ｂ　ポンプポート
　３１　回転軸
　３２　シリンダブロック
　３３　ピストン
　３５　斜板
　３７　スプリング
　４１　シリンダボア
　４３　ポートプレート
　４４　ポートブロック
　５　　制御装置
　６１，６２　エンコーダ（位置センサ）
　７１，７２　部材

Claims (5)

  1. 　電動モータと、
    　前記電動モータによって駆動される可変容量型のポンプであって、前記電動モータの回転方向によって吐出側と吸込側とが切り換わる一対のポンプポートを有するポンプと、
    　第１給排ラインおよび第２給排ラインにより前記一対のポンプポートと接続された液圧アクチュエータと、
    　前記液圧アクチュエータに対するアクチュエータ位置指令値に基づいて前記電動モータを制御する制御装置と、を備え、
    　前記ポンプは、前記第１給排ラインと前記第２給排ラインとの差圧が大きくなるほど当該ポンプの容量が小さくなるように構成されている、液圧駆動装置。
  2. 　前記ポンプは、回転軸と、前記回転軸と共に回転する、複数のシリンダボアが形成されたシリンダブロックと、前記複数のシリンダボアにそれぞれ挿入された複数のピストンと、前記一対のポンプポートが形成されたポートプレートと、前記複数のピストンのストロークを規定する斜板と、前記斜板を押圧するスプリングと、を含み、前記一対のポンプポート間の圧力差に応じて前記ピストンが前記斜板を傾動させるモーメントを発生させるように構成されている、請求項１に記載の液圧駆動装置。
  3. 　前記液圧アクチュエータは、互いに揺動可能に連結された一対の部材間の関節角度を変更する液圧シリンダである、請求項１または２に記載の液圧駆動装置。
  4. 　前記電動モータの回転角度であるモータ角度実績値を検出する位置センサをさらに備え、
    　前記制御装置は、前記ポンプの傾転角と対応する減速比を決定し、前記アクチュエータ位置指令値および前記減速比を使用して前記電動モータに対するモータ角度指令値を算出し、前記モータ角度指令値および前記位置センサで検出されるモータ角度実績値を用いて位置フィードバック制御を行う、請求項１～３の何れか一項に記載の液圧駆動装置。
  5. 　前記アクチュエータ位置指令値は、前記一対の部材間の関節角度指令値であり、
    　前記一対の部材間の関節角度実績値を検出する位置センサをさらに備え、
    　前記制御装置は、前記関節角度指令値および前記位置センサで検出される関節角度実績値の検出値を用いて位置フィードバック制御を行う、請求項３に記載の液圧駆動装置。
PCT/JP2018/028612 2017-08-02 2018-07-31 液圧駆動装置 Ceased WO2019026892A1 (ja)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
CN201880047619.4A CN110914547B (zh) 2017-08-02 2018-07-31 液压驱动装置
US16/636,077 US11137001B2 (en) 2017-08-02 2018-07-31 Hydraulic drive apparatus
EP18841603.6A EP3663580B1 (en) 2017-08-02 2018-07-31 Hydraulic drive apparatus

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2017-150164 2017-08-02
JP2017150164A JP6998145B2 (ja) 2017-08-02 2017-08-02 液圧駆動装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2019026892A1 true WO2019026892A1 (ja) 2019-02-07

Family

ID=65232766

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2018/028612 Ceased WO2019026892A1 (ja) 2017-08-02 2018-07-31 液圧駆動装置

Country Status (5)

Country Link
US (1) US11137001B2 (ja)
EP (1) EP3663580B1 (ja)
JP (1) JP6998145B2 (ja)
CN (1) CN110914547B (ja)
WO (1) WO2019026892A1 (ja)

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN114251256B (zh) * 2020-09-23 2025-04-25 博世力士乐（常州）有限公司 具有自动挡位控制功能的多挡泵
EP4108624A1 (en) * 2021-06-24 2022-12-28 Palfinger AG Drive system
JP2023004126A (ja) * 2021-06-25 2023-01-17 川崎重工業株式会社 電気液圧式ロボット
CN114294210B (zh) * 2021-12-23 2024-08-30 博世力士乐（常州）有限公司 具有延时挡位切换功能的多挡泵
CN116658493B (zh) * 2023-08-01 2023-10-24 华侨大学 基于变转速与变排量的负流量系统和电动工程机械装置

Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004257448A (ja) 2003-02-25 2004-09-16 Shin Meiwa Ind Co Ltd 油圧駆動装置
JP2008291731A (ja) * 2007-05-24 2008-12-04 Kayaba Ind Co Ltd ポンプ吐出量制御装置
US20140033697A1 (en) * 2012-07-31 2014-02-06 Patrick Opdenbosch Meterless hydraulic system having force modulation

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4145884A (en) * 1977-07-25 1979-03-27 Childs Willard D Reversible power transmission
SE437861B (sv) * 1983-02-03 1985-03-18 Goran Palmers Anordning vid medelst hydraul-cylinder drivna maskiner med en av en drivkella via en energiackumulatordriven pump
US4667472A (en) * 1984-12-28 1987-05-26 The Boeing Company Electric integrated actuator with variable gain hydraulic output
JP4191430B2 (ja) * 2002-05-27 2008-12-03 三菱重工業株式会社 水圧駆動装置
EP1550809B1 (en) * 2002-09-26 2016-11-09 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Controller for construction machine and method for operating input torque
JP2005054862A (ja) * 2003-08-01 2005-03-03 Smc Corp アクチュエータ
JP2005308047A (ja) 2004-04-20 2005-11-04 Toyooki Kogyo Co Ltd 液圧駆動装置
JP2008157276A (ja) * 2006-12-20 2008-07-10 Toyota Motor Corp 可変容量型流体圧ポンプモータ式変速機の制御装置
JP4365870B2 (ja) * 2007-03-30 2009-11-18 三菱重工業株式会社 流体圧アクチュエータ
JP2009264525A (ja) 2008-04-28 2009-11-12 Nabtesco Corp 作動流体供給装置及び電動アクチュエータ
JP2014512495A (ja) * 2011-03-07 2014-05-22 ムーグ インコーポレーテッド 海中の作動システム
JP6593117B2 (ja) 2015-11-13 2019-10-23 株式会社不二越 可変容量型ピストンポンプ入力馬力設定方法

Patent Citations (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2004257448A (ja) 2003-02-25 2004-09-16 Shin Meiwa Ind Co Ltd 油圧駆動装置
JP2008291731A (ja) * 2007-05-24 2008-12-04 Kayaba Ind Co Ltd ポンプ吐出量制御装置
US20140033697A1 (en) * 2012-07-31 2014-02-06 Patrick Opdenbosch Meterless hydraulic system having force modulation

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP3663580A4

Also Published As

Publication number Publication date
CN110914547B (zh) 2022-01-28
CN110914547A (zh) 2020-03-24
JP2019027410A (ja) 2019-02-21
US11137001B2 (en) 2021-10-05
EP3663580A1 (en) 2020-06-10
EP3663580A4 (en) 2021-03-03
US20200248719A1 (en) 2020-08-06
EP3663580B1 (en) 2023-07-05
JP6998145B2 (ja) 2022-01-18

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2019026892A1 (ja) 液圧駆動装置
JP6913527B2 (ja) 油圧ポンプおよびモータ
KR100350194B1 (ko) 가변 용적 축방향 피스톤 유압 장치
US20160084279A1 (en) Hydraulic drive with rapid stroke and load stroke
JP5188444B2 (ja) 作業機の液圧駆動装置
JP2015529297A (ja) ポンプ排出圧制御のための電子油圧制御の設計
JP4809559B2 (ja) 可変容量型油圧ポンプの吐出圧制御装置及び方法
KR101675659B1 (ko) 펌프 제어 장치
JP4869118B2 (ja) 馬力制御レギュレータ、馬力制御装置、及び、ピストンポンプ
US20080202112A1 (en) Method and system for feedback pressure control
CN111794928A (zh) 轴向柱塞机械
JPS6137469B2 (ja)
JP2005320912A (ja) 可変容量型油圧ポンプ
JP7798616B2 (ja) コントローラおよびキャリブレーションシステム
WO2023181517A1 (ja) 液圧回転機械および液圧ポンプ
JP2024065399A (ja) 液圧ポンプの性能低下検知システム
JP2005308047A (ja) 液圧駆動装置
JP2554930B2 (ja) 油圧ポンプ装置
JP4191430B2 (ja) 水圧駆動装置
JP5858893B2 (ja) 複動型油圧シリンダの操作構造
JPH09242707A (ja) ロードセンシングシステム
JPH05280471A (ja) 可変容量型油圧ポンプの容量制御装置
JP5337517B2 (ja) 油圧ポンプの制御装置
JPH0552267U (ja) 可変容量型回転機械の制御装置
JPH0518364A (ja) 可変容量型油圧ポンプの容量制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 18841603

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2018841603

Country of ref document: EP

Effective date: 20200302