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KR101639453B1 - 다수의 가변식 부하들을 구동하기 위하여 고정식 용적 펌프를 포함하는 유압 시스템 및 동작 방법 - Google Patents

다수의 가변식 부하들을 구동하기 위하여 고정식 용적 펌프를 포함하는 유압 시스템 및 동작 방법 Download PDF

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KR101639453B1
KR101639453B1 KR1020107025305A KR20107025305A KR101639453B1 KR 101639453 B1 KR101639453 B1 KR 101639453B1 KR 1020107025305 A KR1020107025305 A KR 1020107025305A KR 20107025305 A KR20107025305 A KR 20107025305A KR 101639453 B1 KR101639453 B1 KR 101639453B1
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KR
South Korea
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pressure
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valves
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듀퀴앙 우
폴 브레너
클락 지. 포춘
아론 에이치. 자고다
존 라이언 케스
토마스 제이. 스톨츠
벤자민 모리스
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이턴 코포레이션
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Abstract

예시적인 유압 시스템(10)은 각각 대응하는 유압식 부하(26, 28, 30)에 유체가 흐르도록 연통 가능한 복수의 디지털 밸브들(40, 70, 86, 100)을 포함한다. 디지털 밸브들은 대응하는 유압식 부하를 압력원(12)에 유체가 흐르게 연통하도록 동작 가능하다. 유압 시스템은 복수의 디지털 밸브들로 동작 가능하게 연통하는 디지털 제어기(114)를 더 포함한다. 디지털 제어기는 우선순위 레벨을 할당하여 우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하들 각각에 연관되도록 하고, 할당된 우선순위들에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하도록 구성된다. 디지털 제어기는 밸브들의 동작을 제어하기 위해 복수의 디지털 밸브들에 제어 신호를 송신한다.

Description

다수의 가변식 부하들을 구동하기 위하여 고정식 용적 펌프를 포함하는 유압 시스템 및 동작 방법{HYDRAULIC SYSTEM INCLUDING FIXED DISPLACEMENT PUMP FOR DRIVING MULTIPLE VARIABLE LOADS AND METHOD OF OPERATION}
본 발명은 유압 시스템 및 유압 시스템의 동작의 방법에 관한 것이다.
유압 시스템은 다수의 유압 부하들을 포함할 수 있고, 이 유압 부하들의 각각은 시간에 따라 변할 수 있는 상이한 플로우(flow) 및 압력 요건들을 가질 수 있다. 유압 시스템은 압력을 받는 유체의 플로우를 유압 부하들로 공급하기 위한 펌프를 포함할 수 있다. 펌프는 가변식 또는 고정식 용적 구성을 가질 수 있다. 고정식 용적 펌프들은 일반적으로 가변식 용적 펌프들보다 더 작고, 더 가볍고, 비용이 비싸지 않다. 일반적으로 말해서, 고정식 용적 펌프들은 펌프 동작의 각각의 사이클 동안 유체의 한정된 체적량을 전달한다. 그러나, 펌프의 구성 및 펌프가 제공되는 정확성에 따라, 펌프의 토출구 측에서 유입구 측으로의 내부 유출로 인해 시스템 압력 레벨이 증가함에 따라 펌프의 플로우 출력이 실제로 증가한다. 고정식 용적 펌프의 추정되는 체적은 펌프의 속도를 조정함으로써 제어될 수 있다. 고정식 용적 펌프의 토출구를 폐쇄하거나 그렇지 않고 제한함으로써 대응하는 시스템 압력이 증가하게 될 것이다.
유압 시스템의 압력이 과도해지는 것을 방지하기 위해 고정식 용적 펌프는 전형적으로 압력 조정기 또는 언로딩(unloading) 밸브를 사용하여 펌프 출력이 다수의 유압 부하들의 플로우 요건들을 초과하는 기간 동안 시스템 내의 압력 레벨을 제어한다. 유압식 시스템은 가압된 유체를 다수의 부하들로 분배하는 것을 제어하기 위하여 다양한 밸브들을 더 포함할 수 있다.
제 1 양상에 따르면, 본 발명은 우선순위 레벨을 할당하여 상기 우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하들의 각각과 연관되도록 하는 단계; 상기 할당된 우선순위 레벨에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하는 단계; 복수의 디지털 밸브들에 제어 신호를 송신하는 단계로서, 각각의 밸브는 상기 유압식 부하들 중 적어도 하나를 압력원에 유체가 흐르도록 선택적으로 접속하도록 동작하는, 제어 신호 송신 단계; 및 상기 제어 신호에 응답하여 상기 디지털 밸브들의 적어도 하나의 서브세트를 순차적으로 액추에이팅하는 단계를 포함하는 방법을 제공한다.
제 2 양상에 따르면, 유압 시스템이 제공되고, 상기 유압 시스템은: 각각 대응하는 유압식 부하에 유체가 흐르도록 연통되고, 상기 대응하는 유압식 부하를 압력원으로 유체가 흐르도록 연통하도록 동작하는, 복수의 디지털 밸브들; 및 상기 복수의 디지털 밸브들에 동작 가능하게 연통되는 디지털 제어기를 포함하고, 상기 디지털 제어기는 우선순위 레벨을 할당하여 상기 우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하들의 각각과 연관되도록 하고, 상기 할당된 우선순위 레벨들에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하도록 구성되고, 상기 디지털 제어기는 상기 디지털 밸브들의 동작을 제어하기 위해 상기 복수의 디지털 밸브들로 상기 제어 신호를 송신하도록 동작한다.
상술한 바와 같이, 본 발명에 의해 더욱 양호한 유압 시스템 및 유압 시스템의 동작의 방법이 제공된다.
도 1은 다수의 유압식 부하들을 구동하기 위하여 고정식 용적 펌프를 포함하는 예시적인 유합 시스템의 개략적인 도면.
도 2는 가압된 유체를 다수의 유압식 부하들로 분배하는 것을 제어하기 위하여 다수의 제어 밸브들에 의해서 사용되는 예시적인 듀티 사이클(duty cycle)들의 그래픽도.
도 3은 도 2에 도시된 예시적인 밸브 듀티 사이클들을 이용할 때 발생할 수 있는 예시적인 상대 유체 유량들 및 압력 레벨들의 그래픽도.
도 4는 도 2에 도시된 예시적인 밸브 듀티 사이클들을 이용할 때 발생할 수 있는 상대 펌프 출력 압력 레벨들의 그래픽도.
도 5는 유압 시스템과 함께 사용되는 제어 밸브들의 예시적인 시퀀스의 그래픽도.
도 6a 및 6b는 유압식 부하들의 압력 요건들의 변화들을 수용하기 위해 도 5에 도시된 밸브 시퀀스하는 순서로 변경한 그래픽도.
도 7a 및 7b는 시스템 압력에 대한 시간 지연의 효과의 그래픽 도.
도 8a 및 8b는 진행하는 펄스폭 제어의 예시적인 구현예의 그래픽 도.
도 9는 연속으로 동작하는 세 제어 밸브들에 걸쳐서 발생하는 예시적인 압력 강하의 그래픽도.
도 10은 도 9에서 표시된 대응하는 압력 강하들에 기초하여 계산되는 시간 지연 압력 에러를 그래픽으로 도시한 도.
도 11은 하나의 제어 밸브의 폐쇄 및 다음의 후속 제어 밸브의 개방 사이의 전이 기간을 도시한 도 9의 부분의 확대도.
이제 다음의 논의 및 또한 도면들을 참조하여, 개시된 시스템들 및 방법들에 대한 예시적인 방법들이 상세하게 도시된다. 도면들이 일부 가능한 방법들을 나타낼지라도, 도면들은 반드시 비율에 따른 것이 아니고 어떤 특징 부분들은 본 발명을 더 양호하게 도시하고 설명하기 위해 확대되고, 제거되고, 부분적으로 절단될 수 있다. 더욱이, 본원에서 진술되는 서술들은 철저하다거나 아니면 도면에 도시되고 다음 상세한 설명에 개시된 정확한 형태들 및 구성들로 본 청구항들을 제한하도록 의도되지 않는다.
도 1은 가변 플로우 및 압력 요건들을 갖는 다수의 유압식 부하들을 통합한 다중 유체 회로들을 제어하기 위한 예시적인 유압식 시스템(10)을 개략적으로 도시한다. 유압식 부하들을 구동하기 위하여 가압되는 유체는 유압 고정식 용적 펌프들에 의해서 제공된다. 펌프(12)는 기어 펌프들, 베인(vane) 펌프들, 축 피스톤 펌프들, 및 방사식 피스톤 펌프들(이에 제한되지 않는다)을 포함하는 다양한 공지된 고정식 용적 펌프들 중 임의의 펌프를 포함할 수 있다. 펌프(12)는 펌프를 구동하기 위한 구동 샤프트(14)를 포함한다. 구동 샤프트(14)는 외부 전력원, 예를 들어 엔진, 전기 모터, 또는 회전 토크를 출력할 수 있는 다른 전력원에 연결될 수 있다. 펌프(12)의 유입구 부분(16)은 펌프 유입구 통로(20)를 통해 유체 저장소(18)에 연결되어 유체가 흐른다. 펌프 토출 통로(22)는 펌프 토출 포트(24)에 연결되어 유체가 흐른다. 예시의 목적을 위해 단일 펌프(12)가 도시될지라도, 유체 시스템(10)은 다수의 펌프들을 가질 수 있고, 펌프 각각은 개별 유체 회로들에 가압된 유체가 공급될 수 있는 공통 유체 노드(node)에 유체가 흐르도록 연결되는 각각의 토출 포트들을 갖는다. 다수의 펌프들은 예를 들어 보다 높은 유량들을 달성하게 위해 병렬로, 또는 제공된 유량에 대하여 더욱 높은 압력이 바람직한 때와 같이 직렬로 유체가 흐르게 접속될 수 있다.
펌프(12)는 다수의 유압식 부하들을 선택적으로 구동하는데 사용될 수 있는 가압된 유체의 플로우를 발생시킬 수 있다. 설명을 위해, 유압식 시스템(10)은 세 개별 유압 부하들을 포함하는 것으로 도시되지만, 이는 특정 애플리케이션의 요건들에 따라 더 적은 또는 더 많은 부하들이 또한 제공될 수 있음이 인식될 것이다. 예에 의하면, 세 유압 부하들은 유압 실린더(26), 유압 모터(28), 및 다방면 유압식 부하(30)를 포함할 수 있고, 이들은 유압으로 구동되는 다양한 디바이스들 중 임의의 디바이스를 포함할 수 있다. 물론, 특정 애플리케이션의 요건들에 따라 또한 다른 유형들의 유압식 부하들이 도시된 하나 이상의 유압식 부하들(26, 28 및 30) 대신, 또는 결합하여 사용될 수 있음이 이해될 것이다.
각각의 유압식 부하(26, 28, 및 30)는 개별 유체 회로와 연관될 수 있다. 제 1 유체 회로(32)는 유압 실린더(26)를 포함하고; 제 2 유체 회로(34)는 유압 모터(28)를 포함하고; 제 3 유체 회로(36)는 다방면 유압식 부하(30)를 포함한다. 예시적인 도면에서 세 유체 회로들은 유체 합류점에서 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 병렬로 접속된다.
각각의 유체 회로는 각각의 유체 회로와 연관되는 유압식 부하의 동작을 개별로 제어하기 위해서 디지털 제어 밸브로 도시되는 제어 밸브를 포함한다. 제어 밸브는 각 유체 회로들 각각을 통과하는 시간 평균 유량 및 압력 레벨들을 제어할 수 있다. 각각의 제어 밸브는 액추에이터를 포함할 수 있는데, 액추에이터는 활성될 때 각각의 제어 밸브를 개방하여 가압된 유체가 제어 밸브를 통해 연관된 유압식 부하로 지나가도록 할 수 있다. 시간 평균 유량 방법을 이용할 때, 유체가 제어 밸브를 통과하는 레이트는 펄스폭 변조(pulse width modulation: "PWM")로서 일반적으로 공지되어 있는 방법을 사용하여 제어 밸브를 각각 순환(cycling)함으로써(즉, 밸브를 열고 닫음으로써) 제어된다. 제어 밸브는 펄스폭 변조를 이용할 때 임의의 제공된 시간에 완전히 개방되거나 또는 완전히 폐쇄된다. 제어 밸브를 통과하는 시간 평균 유량 및 대응하는 압력 레벨들은 제어 밸브가 열리고 닫히는 시간 기간(또한 밸브 듀티 사이클로 공지되어 있다)을 조정함으로써 제어될 수 있다. 예를 들어, 밸브가 일반적으로 그 시간의 오십(50) 퍼센트 개방되어 있는 듀티 사이클은 일반적으로 제어 펌프의 순간 플로우 출력의 약 오십(50) 퍼센트의 시간 평균 유량을 발생시킬 것이다. 제어 밸브의 플로우 출력에서의 고유의 섭동(inherent fluctuation)들은 제어 밸브의 동작 주파수가 증가할 때 감소하는 경향이 있다. 제어 밸브의 플로우에서의 고유 섭동들은 부하에 분배될 수 있는 압력 리플을 발생시킬 수 있다. 어큐물레이터(accumulator)는 일반적으로 제공된 애플리케이션에 대해 압력 리플들이 허용 가능하게 작아지도록 크기가 정해진다. 어큐물레이터 크기를 증가시키는 것은 역으로 부하 압력의 변화에 응답하는데 필요한 시간에 영향을 미칠 수 있다. 듀티 사이클의 동작 주파수는 증가할 수 있는데, 이는 요구되는 어큐물레이터 크기를 감소시키지만 동시에 응답 시간 및 압력 리플의 진폭을 감소시킬 수 있다. 주파수가 충분히 높게 증가하는 경우, 부하에 대한 압력 리플 요건을 만족시키기 위해 오일의 자연적인 컴플라이언스(complinace) 및 운송을 이용함으로써 어큐물레이터를 제거하는 것이 가능할 수 있다. 효율성을 감소시키는 밸브 동작 속도 제한들 및 증가된 밸브 동력 손실들은 듀티 사이클의 동작 주파수를 제한할 수 있다.
계속해서 도 1을 참조하면, 유압 시스템(10)은 가압된 유체를 펌프(12)로부터 제 1 유체 회로(32)로, 그리고 특히 유압 실린더(26)로 분배하는 것을 제어하기 위한 제 1 제어 밸브를 포함한다. 제어 밸브(40)는 펄스폭 변조를 사용하는 이전에 기술된 방식으로 동작할 수 있는 디지털 밸브일 수 있다. 도 1에 양방향 양지점 밸브(two-way, two-position valve)로 개략적으로 도시될지라도, 특정 애플리케이션에 따라 다른 밸브 구성이 또한 사용될 수 있음이 이해될 것이다. 제어 밸브(40)는 유체 합류점(38)에서 유입구 통로(48)를 통하는 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 연결되는 유입구 포트(46)를 포함한다. 토출 통로(52)는 제어 밸브(40)의 토출부(50)와 유체가 흐르도록 접속된다. 제 1 제어 밸브(40)는 제어 신호에 응답하여 유입구 포트(46) 및 토출 포트(50) 사이의 유체 통로를 선택적으로 개방하고 폐쇄하기 위해 동작하는 액추에이터(42)를 포함할 수 있다. 액추에이터(42)는 제어 밸브(40)를 개방하지만 이를 폐쇄하지 않도록 구성될 수 있고, 이 경우, 제 2 액추에이터(43)가 이용되어 선택적으로 밸브를 폐쇄할 수 있다. 액추에이터(42 및 43)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있고, 이는 파일럿 밸브, 솔레노이드 및 용수철과 같은 바이어싱 부재(biasing member)를 포함할 수 있으나 이에 제한되지 않는다.
제어 밸브(40)로부터 유압 실린더(26)로 가압된 유체를 분배하는 것은 토출 통로(52)를 통해 제어 밸브(40)로 유체가 흐르도록 연결되는 유압 실린더 제어 밸브(54)에 의해 더 제어될 수 있다. 유압 실린더 제어 밸브(54)는 유압 실린더(26)의 제 1 챔버(chamber)(58) 및 제 2 챔버(60) 사이의 제어 밸브(40)로부터 수용되는 가압된 유체를 선택적으로 분배하도록 동작한다. 제 1 공급 통로(62)는 제 1 챔버(60)를 유압 실린더 제어 밸브(54)로 유체가 흐르도록 연결하고, 제 2 공급 통로(64)는 제 2 챔버(60)를 유압 실린더 제어 밸브(54)로 유체가 흐르도록 연결한다. 유체 저장소는 통로(66)를 복귀시켜서, 통로(66)는 유체 실린더 제어 밸브(54)에 유체가 흐르도록 연결됨으로써 유체 실린더(26)로부터 유체 저장소(18)로 토출되는 유체를 복귀하도록 제공된다.
펄스폭 변조를 사용하여 제어되는 디지털 밸브는 일반적으로 연속 플로우 출력을 발생시키지 않고, 오히려 유체의 체적이 유체 토출이 발생되지 않는 기간 이전의 밸브로부터 토출되는 순환 출력을 발생시킨다. 제어 밸브의 순환 출력을 보상하고 가압된 유체의 유압식 부하로의 더욱 일정한 플로우를 전달하는 것을 원조하기 위해, 어큐물레이터(68)가 제공될 수 있다. 어큐물레이터(68)는 밸브 듀티 사이클의 토출 단계 동안 제어 밸브(40)로부터 토출되는 가압된 유체를 저장한다. 저장된 가압 유체는 제어 밸브(40)가 폐쇄되어 있는 기간 동안 방출되어 제어 밸브(40)의 순환 토출을 보상하고 가압 유체의 유압식 부하(26)로의 더욱 일정한 플로우를 전달하는 것이 가능하다.
어큘물레이터(68)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있다. 예를 들어, 어큐물레이터(68)의 하나의 버전은 가압된 유체를 수용하고 저장하기 위한 유체 저장소(69)를 포함할 수 있다. 저장소(69)는 유체 합류점(71)에서 공급/토출 통로(73)를 통해 토출 통로(52) 유체가 흐르도록 연결될 수 있다. 어큐물레이터(68)는 이동 가능한 다이어프램(diaphragm)(75)을 포함할 수 있다. 어큐물레이터(68) 내의 다이어프램(75)의 위치는 저장소(69)의 체적을 선택적으로 변화시키도록 조정 가능하다. 바이어싱 메커니즘(79)은 저장소(69)의 체적을 최소화하도록 하는 방향(즉 바이어싱 메커니즘(79)으로부터 멀어지도록)으로 다이어프램(75)을 가압한다. 바이어싱 메커니즘(79)은 저장소(69) 내에 존재하는 가압된 유체에 의해 가해지는 압력에 대항하는 바이어싱 힘을 가한다. 두 반대의 힘들이 균형이 맞지 않는 경우, 다이어프램(75)은 저장소(69)의 체적을 증가시키거나 감소시키기 위해 변위이동될 것이므로, 두 반대되는 힘들 사이의 균형을 회복한다. 예를 들어, 제어 밸브(40)가 개방되면, 유체 합류점(71)에서의 가압 레벨은 증가하는 경향이 있다. 일반적으로 말해서, 저장소(69) 내의 가압 레벨은 유체 합류점(71)에서의 압력에 대응한다. 저장소(69) 내의 압력이 바이어싱 메커니즘(79)에 의해 발생되는 반대되는 힘을 초과하는 경우, 다이어프램(75)은 바이어싱 메커니즘(79) 쪽으로 변위이동됨으로써, 저장소의 체적 및 저장소(69) 내에 저장될 수 있는 유체의 양을 증가시킨다. 저장소(69)가 유체로 계속해서 채워질 때, 바이어싱 메커니즘(79)에 의해 발생되는 반대의 힘은 또한 바이어싱 힘 및 저장소(69) 내에서부터 가해지는 방대 압력이 실질적으로 동일한 지점까지 증가할 것이다. 저장소(69)의 체적 용량은 두 반대의 힘이 평형 상태에 있을 때 실질적으로 일정하게 유지된다. 한편, 제어 밸브(40)를 폐쇄하면 일반적으로 유체 합류점(71)에서의 압력 레벨이 저장소(69) 내의 압력 레벨 아래로 강하하게 될 것이다. 이는 다이어프램(75)에 걸친 압력 힘들이 현재 불균형하다는 사실과 결부되어 저장소(69) 내에 저장되는 유체가 공급/토출 통로(73)를 통해 토출 통로(52)로 토출되어 유압식 부하(26)로 전달되도록 할 것이다.
유압 시스템(10)은 또한 가압된 유체를 펌프(12)로부터 제 2 유체 회로(34)로, 특히 유압 모터(28)로 분배하는 것을 제어하기 위한 제 2 제어 밸브(70)를 포함할 수 있다. 제어 밸브(70)는 또한 펄스폭 변조를 사용하는 이전에 기술된 방식으로 동작할 수 있는 고주파수 디지털 밸브일 수 있다. 도 1에 양방향 양지점 밸브로 개략적으로 도시될지라도, 특정 애플리케이션의 요건에 따라 다른 밸브 구성이 또한 사용될 수 있음이 이해될 것이다. 제어 밸브(70)는 유체 합류점(74)에서 제어 밸브 유입구 통로(76)를 통하는 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 연결되는 유입구 포트(72)를 포함한다. 제어 밸브(70)는 또한 제어 신호에 응답하여 유입구 포트(72) 및 토출 포트(78) 사이의 유체 통로를 선택적으로 개방하고 폐쇄하기 위해 동작하는 액추에이터(77)를 포함할 수 있다. 액추에이터(77)는 제어 밸브(40)를 개방하지만 이를 폐쇄하지 않도록 구성될 수 있고, 이 경우, 제 2 액추에이터(81)가 이용되어 선택적으로 밸브를 폐쇄할 수 있다. 액추에이터(77 및 81)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있고, 이는 파일럿 밸브, 솔레노이드 및 용수철과 같은 바이어싱 부재를 포함할 수 있으나 이에 제한되지 않는다.
유압 모터(28)와 유체를 연통하는 유압 모터 공급 통로(80)는 제어 밸브배(70)의 토출부(79)에 유체가 흐르도록 연결된다. 차례로 유압 유체는 유압 모터(28)로부터 유체 합류점(83)에서 저장소 복귀 통로(66)로 유체가 흐르도록 연결되는 토출 통로(82)를 통해 토출될 수 있다. 제 2 어큐물레이터(84)는 공급 통로(80) 내에 제공되어 가압된 유체를 어큐물레이터(68)에 관하여 이전에 설명된 바와 대부분 유사한 방식으로 저장하도록 공급 통로(80) 내에 제공될 수 있다. 어큐물레이터(84)는 유체 합류점(85)에서 공급/토출 통로(87)를 통해 유압 모터 공급 통로(80)에 유체가 흐르도록 연결될 수 있다. 제어 밸브(70)로부터 토출되는 가압된 유체는 제어 밸브(70)의 토출 단계 동안 어큐물레이터(84)를 충전하는데 사용될 수 있다. 저장된 가압 유체는 유압식 부하(28)로 전달되고 있는 가압 유체의 플로우에서의 섭동들을 최소화하는 것에 도움이 되도록 제어 밸브(70)가 폐쇄되는 기간 동안 방출될 수 있다.
유압 시스템(10)은 또한 가압된 유체를 펌프(12)로부터 제 2 유압 회로(36)로 분배하는 것을 제어하기 위한 제 3 제어 밸브(86)를 포함할 수 있다. 제어 밸브들(40 및 70)과 유사하게, 제어 밸브(86)는 또한 펄스폭 변조를 사용하여 이전에 사용되는 방식으로 동작할 수 있는 고주파수 디지털 밸브일 수 있다. 도 1에 양방향 양지점 밸브로 개략적으로 도시될지라도, 특정 애플리케이션의 요건에 따라 다른 밸브 구성이 또한 사용될 수 있음이 이해될 것이다. 제어 밸브(86)의 유입구 포트(88)는 유체 합류점(90)에서 제어 밸브 유입구 통로(92)를 통하는 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 연결된다. 제어 밸브(70)는 또한 제어 신호에 응답하여 유입구 포트(88) 및 토출 포트(96) 사이의 유체 통로를 선택적으로 개방하고 폐쇄하기 위해 동작하는 액추에이터(93)를 포함할 수 있다. 액추에이터(93)는 제어 밸브(86)를 개방하지만 이를 폐쇄하지 않도록 구성될 수 있고, 이 경우, 제 2 액추에이터(91)가 이용되어 선택적으로 밸브를 폐쇄할 수 있다. 액추에이터(91 및 93)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있고, 이는 파일럿 밸브, 솔레노이드 및 용수철과 같은 바이어싱 부재를 포함할 수 있으나 이에 제한되지 않는다.
유압 부하 공급 통로(94)는 제어 밸브(86)의 토출부(96)를 유압식 부하(30)에 유체가 흐르도록 연결한다. 가압된 유압 유체는 유압식 부하(30)로부터 유체 합류점(103)에서 저장소 복귀 통로(66)로 유체가 흐르도록 연결되는 토출 통로(98)를 통해 토출될 수 있다. 어큐물레이터(95)는 어큐물레이터(68)에 관하여 이전에 설명된 바와 대부분 유사한 방식으로 가압 유체를 저장하도록 제공될 수 있다. 어큐물레이터(95)는 유체 합류점(97)에서 공급/토출 통로(99)를 통해 유압식 부하 통로(99)에 유체가 흐르도록 연결될 수 있다. 제어 밸브(86)로부터 토출되는 가압된 유체는 제어 밸브(86)의 토출 단계 동안 어큐물레이터(95)를 충전하는데 사용될 수 있다. 저장된 가압 유체는 유압식 부하(30)로 전달되고 있는 가압 유체의 플로우에서의 섭동들을 상쇄하는데 도움이 되도록 제어 밸브(86)가 폐쇄되는 기간 동안 방출될 수 있다.
고정식 용적 펌프(12)의 배출구를 폐쇄하거나 그렇지 않으면 제한하는 것은 유압 시스템(10) 내의 압력이 원하지 않는 레벨에 도달하게 하는 원인이 될 수 있다. 펌프 출력이 유압식 부하들의 플로우 요건들을 초과하는 기간들 동안 유압 시스템을 지나치게 가압하는 것을 방지하기 위해, 바이패스(bypass) 유체 회로(101)와 연관되는 바이패스 제어 밸브(100)가 제공된다. 바이패스 제어 밸브(100)의 유입구 포트(102)는 유체 합류점(104)에서 유입구 통로(106)를 통해 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 연결될 수 있다. 바이패스 제어 밸브(100)는 펌프(12)에 의해 발생되는 초과 플로우가 유체 저장소(18)에 버려지는 것을 선택적으로 가능하게 하는 동작을 할 수 있다. 바이패스 토출 통로(108)는 유체 합류점(111)에서 바이패스 제어 밸브(100)의 토출 포트(110) 및 저장소 복귀 통로(66)에 유체가 흐르도록 연결된다. 바이패스 제어 밸브(100)는 또한 제어 신호에 응답하여 바이패스 밸브(100)의 유입구 포트(102) 및 토출 포트(110) 사이의 유체 통로를 선택적으로 개방하고 폐쇄하기 위해 동작하는 액추에이터(112)를 포함할 수 있다. 액추에이터(112)는 바이패스 제어 밸브(100)를 개방하지만 이를 폐쇄하지 않도록 구성될 수 있고, 이 경우, 제 2 액추에이터(113)가 이용되어 선택적으로 밸브를 폐쇄할 수 있다. 액추에이터(112 및 113)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있고, 이는 파일럿 밸브, 솔레노이드 및 용수철과 같은 바이어싱 부재를 포함할 수 있으나 이에 제한되지 않는다.
제어기(114)는 제어 밸브(40, 70, 86, 및 100)의 동작을 제어하도록 제공될 수 있다. 더욱 일반적으로, 제어기(114)는 전자 제어 유닛(Electronic Control Unit: ECU)에 기반한 더욱 일반적인 시스템의 일부를 형성할 수 있고 그와 같은 ECU와 동작적으로 연통된 상태에 있을 수 있다. 제어기(114)는 무엇보다도 예를 들어 마이크로프로세서, 중앙 처리 장치(CPU), 및 디지털 제어기를 포함할 수 있다.
보다 구체적으로 제어기(114) 및 임의의 연관된 ECU는 일반적으로 컴퓨터 판독 가능 매체에 저장되는 명령들, 예를 들어 본원에서 논의되는 프로세스들 중 하나 이상을 수행하기 위한 명령들을 수행할 수 있는 디바이스의 예이다. 컴퓨터 수행가능 명령들은 제한 없이 단독으로 또는 결합하여 자바, C, C++, 비주얼 베이직, 자바 스크립, 펄(Perl) 등을 포함하는 다양한 공지되어 있는 프로그래밍 언어들 및/또는 기술들을 사용하여 생성되는 컴퓨터 프로그램들로부터 따르게 되거나 해석될 수 있다. 일반적으로, 프로세서(예를 들어 마이크로프로세서)는 예를 들어, 메모리, 컴퓨터 판독 가능 매체 등으로부터 명령들을 수신하고 이 명령들을 수행함으로써 본원에 서술되는 프로세스들 중 하나 이상을 포함하여, 하나 이상의 프로세스들을 수행한다. 그와 같은 명령들 및 다른 데이터는 다양한 공지되어 있는 컴퓨터 판독 가능 매체를 사용하여 저장되고 전송될 수 있다.
컴퓨터 판독 가능 매체(또한 프로세서 판독 가능 매체라 칭해진다)는 컴퓨터에 의해(예를 들어 컴퓨터, 마이크로프로세서, 등의 프로세서에 의해) 판독될 수 있는 데이터(예를 들어 명령들)를 제공하는데 참여하는 임의의 유형의 매체를 포함한다. 그와 같은 매체는 많은 형태를 취할 수 있는데, 그 형태는 비휘발성 매체 및 휘발성 매체를 포함하지만 이에 제한되지 않는다. 비휘발성 매체는 예를 들어 광 또는 자기 디스크들, 판독 전용 메모리(ROM), 및 다른 지속성 메모리(persistent memory)를 포함할 수 있다. 휘발성 메모리는 예를 들어 전형적으로 주메모리를 구성하는 동적 랜덤 액세스 메모리(dynamic random access memory: DRAM)를포함할 수 있다. 컴퓨터 판독 가능 매체의 공통 형태들은 예를 들어 CD-ROM, DVD, 임의의 다른 매체, 펀치 카드들, 종이 테이프, 홀들의 패턴들을 갖는 임의의 유형의 매체들, RAM, PROM, EPROM, FLASH-EEPROM, 임의의 메모리 칩 또는 카트리지, 또는 컴퓨터가 판독할 수 있는 임의의 다른 매체를 포함할 수 있다.
전송 매체는 하나의 구성요소 또는 디바이스로부터 다른 구성요소 또는 디바이스로 명령들을 전달함으로써 명령들의 프로세싱을 용이하게 할 수 있다. 예를 들어, 전송 매체는 모바일 디바이스(110) 및 전기통신 서버(1260 사이의 전자 통신을 용이하게 할 수 있다. 전송 매체는 예를 들어, 컴퓨터의 프로세서에 결합되는 시스템 버스를 포함하는 와이어들을 포함하여, 동축 케이블들, 구리선 또는 광섬유를 포함할 수 있다. 전송 매체는 무선 주파수(radio frequency: RF) 및 적외선(IR) 데이터 통신들 동안 발생하는 것과 같은, 표면 탄성파, 광파, 전자기 방출들을 포함하거나 전달할 수 있다.
디지털 제어기(14)가 도시된다. 제 1 제어기 링크(116)는 제어기(114)를 제어 밸브(40)의 액추에이터(42)에 동작 가능하게 연결한다. 제 2 제어기 링크(117)는 제어기(114)를 제어 밸브(40)의 액추에이터(43)에 동작 가능하게 연결한다. 제 3 제어기 링크(118)는 제어기(114)를 제어 밸브(70)의 액추에이터(77)에 동작 가능하게 연결한다. 제 4 제어기 링크(119)는 제어기(114)를 제어 밸브(70)의 액추에이터(81)에 동작 가능하게 연결한다. 제 5 제어기 링크(120)는 제어기(114)를 제어 밸브(86)의 액추에이터(93)에 동작 가능하게 연결한다. 제 6 제어기 링크(121)는 제어기(114)를 제어 밸브(86)의 액추에이터(91)에 동작 가능하게 연결한다. 제 1 바이패스 제어 링크(114)는 제어기(114)를 바이패스 제어 밸브(100)의 액추에이터(112)에 동작 가능하게 연결한다. 제 2 바이패스 제어 링크(123)는 제어기(114)를 바이패스 제어 밸브(100)의 액추에이터(113)에 동작 가능하게 연결한다. 제어기(114)는 다양한 시스템 입력들, 무엇보다도 예를 들어 유압식 부하들의 압력 및 플로우 요건들, 펌프 속도, 펌프 탈출 압력, 펌프(12)로부터의 토출 유체 유량에 응답하여 제어 밸브들의 동작을 제어하도록 구성될 수 있다. 특정 애플리케이션의 요건들에 따라, 유압 시스템(10)은 시스템의 다양한 동작 특성들을 모니터링하기 위한 다양한 센서들을 포함할 수 있고, 속도 센서(124), 압력 센서(126), 및 플로우 센서(128)뿐만 아니라 다른 센서들을 포함할 수 있다.
제어 밸브(40, 70, 86, 및 100)는 펄스폭 변조를 사용하여 디지털로 제어될 수 있다. 일반적으로, 제어 밸브들은 펄스폭 변조를 사용하면 완전 개방되거나 완전 폐쇄된다. 또한, 전형적으로 연속 밸브들의 일부분의 개방 및 폐쇄 시퀀스가 동이에 발생할지라도 단 하나의 제어 밸브만이 임의의 제공된 순간에 완전 개방되고, 이는 이후에 더욱 자세하게 논의된다. 실질적으로 펌프(12)로부터 토출되는 유체의 전체량은 제어 밸브가 개방되면 그 밸브를 통과한다. 이 방식으로 제어 밸브를 동작시키면 일반적으로 순환 유체 출력이 발생하며, 이 출력에서 펌프의 전체 유체 출력은 제어 밸브로부터 토출되거나 전혀 출력되지 않는다. 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)은 전형적으로 상대적으로 높은 동작 주파수에서 동작한다. 동작 주파수는 시간의 단위당 완료되는 듀티 사이클들의 수로서 규정되고, 전형적으로 cycles/sec 또는 헤르츠로 표현된다.
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)을 통과하는 유체의 유효 유량은 각각의 듀티 사이클을 조정함으로써 제어될 수 있다. 완전한 듀티 사이클은 제어 밸브의 한 번의 개방 및 한 번의 폐쇄를 포함한다. 듀티 사이클은 제어 밸브가 개방되는 시간 기간 대 듀티 사이클이 동작하는 시간 기간의 비율로서 표현될 수 있다. 듀티 사이클 동작 기간은 한 듀티 사이클을 완료하는데 필요한 시간으로 정의될 수 있다. 듀티 사이클은 전형적으로 동작 기간의 퍼센티지로 표현된다. 예를 들어 칠십오 퍼센트(75%) 듀티 사이클로 인해 제어 밸브가 시간의 약 칠십오 퍼센트(75%) 개방되고 시간의 이십오 퍼센트(25%) 폐쇄되는 결과가 발생한다. 용어 "유효 유량"은 펌프(12)의 플로우 출력의 퍼센티지로 표현되는 하나의 완전한 듀티 사이클 동안의, 제어 밸브로부터 토출되는 유체의 시간 평균 유량을 칭한다. 유효 유량은 하나의 완전한 듀티 사이클 동안 제어 밸브로부터 토출되는 유체의 총량을 듀티 사이클이 동작하는 기간으로 나눔으로써 결정된다. 예를 들어 칠십오 퍼센트(75%) 듀티 사이클에서의 제어 밸브를 동작시키는 것을 펌프의 플로우 출력의 칠십오 퍼센트(75%)의 유효 토출 플로우 비율을 발생시킬 것이다.
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 대한 예시적인 듀티 사이클들이 도 2에 도시된다. 도 2에 도시된 듀티 사이클들은 유압 시스템의 다양한 양상들을 논의하고 설명하기 위해 선택된 대표적인 듀티 사이클이다. 실제로, 제공된 제어 밸브에 대한 듀티 사이클은 어떤 것이 설명되는냐에 따라 가변될 가능성을 있을 것이며, 실제로, 듀티 사이클들 중 하나 또는 모두는 다양한 유압식 부하들의 변화하는 동작 요건들을 수용하기 위해 연속해서 변할 수 있다.
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)의 각각에 사용되는 듀티 사이클들은 각각의 동작 사이클에 대하여 재추정되고, 수용된 변화하는 부하 조건들에 필요하면 조정될 수 있다. 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 대한 적절한 듀티 사이클들을 결정하는데 고려될 수 있는 요인들은 유압식 부하들(26, 28, 및 30)의 플로우 및 압력 요건들, 펌프(12)의 플로우 출력, 펌프(12)의 토출 압력, 및 펌프(12)의 동작 속도뿐만 아니라 다른 것들을 포함할 수 있다.
듀티 사이클은 일반적으로 도 2에 실선으로 표현되는 구형파(square wave)를 트래킹(tracking)한다. 제어 밸브들 각각에 대한 듀티 사이클들은 일반적으로 동일한 동작 기간을 갖는다. 논의를 위해, 도 2에서는 20 밀리초의 동작 기간이 도시된다. 그러나, 실제로 제어 밸브들 각각이 일반적으로 동일한 동작 기간을 이용하면, 유압 시스템(10)의 구성 및 유압 시스템이 사용되는 특정한 애플리케이션의 요건들에 따라 더 길거나 더 짧은 동작 기간이 선택될 수 있다. 동작 기간은 변화하는 동작 조건들을 수용하기 위해 연속해서 변화될 수 있다.
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)의 유효 유량은 밸브들 각각의 듀티 사이클들을 변화시킴으로써 제어될 수 있다. 제어 밸브들(40, 70, 86) 각각에 대한 듀티 사이클은 변화하는 부하 조건들을 수용하기 위해 연속해서 변화될 수 있다. 제어기(114)는 제어 밸브들 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하도록 구성될 수 있다. 제어기(114)는 또한 각각의 제어 밸브의 동작을 제어하도록 사용될 수 있는 바람직한 듀티 사이클에 대응하는 제어 신호를 송신하도록 구성될 수 있다.
제어기(114)에 의해 사용되는 제어 전략은 개방 루프 또는 폐쇄 루프 제어 방식에 기반할 수 있다. 폐쇄 루프 시스템에서, 제어기(114)는 서 너개 예를 들면 압력, 온도 및 속도와 같은 다양한 동작 파라미터들, 모니터링하는데 사용되는 다양한 센서들로부터 피드백 정보를 수신할 수 있다. 제어기(114)는 센서들로부터 수신되는 정보를 사용해서 필요한 경우 각각의 제어 밸브의 듀티 사이클을 조정하여 원하는 부하 성능을 달성할 수 있다. 폐쇄 루프 시스템은 압력, 온도 및 플로우와 같은 다양한 동작 파라미터들이 더욱 정확하게 제어될 수 있도록 한다. 폐쇄 루프 시스템은 예를 들어 유압식 부하(30)에 적용되는 압력을 제어하기 위해 사용될 수 있다. 제어기(114)는 유압식 부하(30)에 적용되는 실제 압력에 관한 피드백 정보를 압력 센서(138)로부터 수신할 수 있다. 통신 링크(139)는 압력 센서(138)를 제어기(114)로 동작하도록 연통한다. 제어기(114)는 압력 데이터를 사용하여 제어기(114)에 의해 지시된 압력 및 압력 센서(138)에 의해 검출되는 바와 같은 유압식 부하(30)에 적용된 압력 사이의 차이에 대응하는 압력 에러를 계산할 수 있다. 만일 압력 에러가 선택된 에러 범위 외부에 해당하면, 제어기(114)는 제어 밸브(86)의 듀티 사이클을 수정하여 유압식 부하(30)에서의 바람직한 압력을 달성할 수 있다.
폐쇄 루프 시스템은 또한 부하 감지 제어 방식을 구현하는데 사용될 수 있다. 부하 감지를 이용하는 유압 시스템은 시스템 압력들을 모니터링하고 유압식 부하를 동작시키는데 필요한 압력에서 바람직한 유량을 제공하는데 필요한 경우에 적절한 조정들을 행하는 능력을 갖는다. 부하 감지는 가압된 유체를 유압식 부하에 공급하는 통로 내에 위치되는 오리피스(orifice)에 걸친 압력 강하를 모니터링함으로써 구현될 수 있다. 오리피스에 걸친 압력 강하는 일반적으로 사전 결정된 고정값으로 설정된다. 오리피스에 걸친 압력 강하가 고정되면, 오리피스를 통과하는 유량은 단지 오리피스의 플로우 면적에만 좌우된다. 이는 바람직한 일정한 압력 강하를 유지하는 동안 오리피스의 단면 플로우 면적을 조정함으로써 유체가 유압식 부하로 전달되는 비율이 제어될 수 있도록 한다. 오리피스 단면 플로우 면적을 증가시키면 유량이 증가하지만, 오르피스 단면 면적을 감소시키면 유량이 감소한다. 오르피스에 걸친 압력 강하의 변화는, 예를 들어 유압식 부하에 의해 이동되는 작동하는 부하의 증가가 원인일 수 있을 때, 유압식 부하로 전달되는 유체의 유량의 대응하는 변화를 발생시킨다. 오리피스에 걸친 정압 강하의 변화는 상승하는 오리피스 압력을 조정하여 바람직한 압력 강하를 달성함으로써 검출되고 보상될 수 있다.
부하 감지 능력들은 메터링(metering) 오리피스에 걸쳐 특정 압력 강하를 유지하는 동안 특정한 플로우를 필요로 하는 유압 디바이스를 제어하고자 할 때 유용하다. 유압 실린더(26)는 그와 같은 디바이스의 예이다. 유압 실린더(26)는 다양한 애플리케이션들에 사용될 수 있다. 예를 들고 논의를 위해, 유압 실린더(26)는, 유압 실린더(26)의 다른 적용예들이 또한 가능하다는 것이 인식될 수 있을지라도, 동력 조향 시스템의 상황에서 설명될 것이다. 유압 실린더(26)는 실린더 하우징(cylinder housing)(141)에 슬라이딩하도록 배치되는 피스톤(140)을 포함할 수 있다. 피스톤(140)의 종단(142)은 일련의 링크들을 통해서 차량의 휠로 연결된다. 피스톤(140)은 가압된 유체를 제 1 및 제 2 챔버들(58 및 60)로 선택적으로 전달함으로써 실린더 하우징(141) 내에 길이 방향으로 슬리이딩될 수 있다. 유체가 각각의 챔버들로 전달되는 비율은 피스톤(140)이 이동하는 속도를 결정한다. 유압 실린더 제어 밸브(54)는 유압 실린더(26)의 유체 챔버들(58 및 60) 사이에서 가압된 유체를 분배하도록 동작한다. 유압 실린더 제어 밸브(54)는 유체가 유압 실린더(26)로 전달되는 비율을 제어하는 가변하는 오리피스를 포함한다. 유압 실린더 제어 밸브(54)는 사용자 입력에 응답하고, 사용자 입력은 밸브로 하여금 오리피스 크기를 조정하여 바람직한 유량을 달성하고 플로우를 유압 실린더(26) 내의 적절한 챔버로 향하도록 한다.
부하 감지 제어 방식은 유압 실린더 제어 밸브(54)의 한 상의 압력 센서들(144 및 146)을 상하로 각각 배열함으로써 구현된다. 제 1 연통 링크(145) 및 제 2 연통 링크(147)는 압력 센서들(144 및 146)을 각각 제어기(114)로 동작 가능하게 연결할 수 있다. 압력 센서들은 각각의 센서 위치들에서의 압력을 나타내는 압력 신호를 제어기(114)로 송신하도록 구성될 수 있다. 제어기(114)는 제어 밸브(40)의 동작을 제어하기 위해, 제어기(114) 내에 포함되는 논리를 사용하여, 적절한 제어 신호를 포뮬레이팅(fornulating)하도록 압력 데이터를 사용한다. 제어 신호는 제어 링크(116)에 가로질러 액추에이터(42)로 송신될 수 있는 펄스폭 변조 신호를 포함할 수 있다. 액추에이터(42)는 수신된 신호에 응답하여 제어 밸브(40)를 개방하고 폐쇄한다. 제어기(114)는 바람직한 압력 마진(margin)에 있는 희망하는 플로우를 유압 실린더 제어 밸브(54)로 전달하도록 계산되는 제어 신호들에 대한 적절한 펄스폭을 결정한다. 제어기(114)는 유압 실린더 제어 밸브(54) 내의 오리피스에 걸친 압력 강하를 모니터링하고 오리피스에 걸친 원하는 압력 강하를 유지하는데 필요하다면 제어 신호를 조정할 수 있다. 예를 들어, 피스톤(140)의 종단(142)에 적용되는 반대의 힘을 증가시키면 압력 센서(146)에 의해 모니터링되는 하향 압력의 대응하는 증가 및 유압 실린더 제어 밸브(54) 내의 오리피스에 걸친 압력 강하의 대응하는 증가가 발생될 수 있다. 감소하는 압력 강하는 또한 유압 실린더(26)로의 유체의 유량에 대응하여 감소시키는 결과를 발생시킬 수 있다. 플로우의 감소를 보상하기 위해, 제어기(114)는 제어 밸브(40)의 동작을 제어하는 제어 신호의 듀티 사이클을 조정함으로써, 압력 센서(144)를 사용해서 모니터링되는 유압 실린더 제어 밸브(54)로의 유입구에서의 압력을 증가시킬 수 있다. 유입구로의 압력은, 피스톤(140)의 종단(142)에 적용되는 반대의 힘이 증가하기 전에, 존재하는 오리피스에 걸쳐서 동일한 압력 강하를 달성하는데 충분한 양으로 증가될 수 있다. 이 방식으로, 유압 실린더(26)로 전달되는 바람직한 유량, 따라서 피스톤의 액추에이팅 속도는 피스톤에 대하여 작용하는 힘들이 연속해서 섭동하고 있다는 사실에도 불구하고, 원하는 레벨로 유지될 수 있다.
폐쇄 루프 시스템은 또한 유압 모터(28)와 같은 유압 디바이스의 속도를 제어하는데 사용될 수 있다. 제어기(114)는 유압 모터(28)의 회전 속도를 나타내는 속도 센서(148)로부터 피드백 정보를 수신할 수 있다. 통신 링크(149)는 속도 센서(148)를 제어기(114)로 동작 가능하게 연결한다. 제어기(114)는 속도 데이터를 사용하여 제어기(114)에 의해 지시된 속도 및 속도 센서(148)에 의해 검출되는 바와 같은 유압 모터(28)의 실제 회전 속도 사이의 차이에 대응하는 속도 에러를 계산할 수 있다. 만일 속도 에러가 선택된 에러 범위 외부에 해당하면, 제어기(114)는 바람직한 속도에서 유압 모터(28)를 동작하도록 하기 위해 제어 밸브(70)의 듀티 사이클을 수정할 수 있다.
폐쇄 루프 시스템은 또한 유압 디바이스(30)와 같은 유압 디바이스에 전달되는 유압 유체의 유량을 제어하는데 사용될 수 있다. 제어기(114)는 유압 디바이스(30)로 전달되는 유체의 유량을 나타내는 피드백 정보를 플로우 센서(150)로부터 수신할 수 있다. 연통 링크(151)는 플로우 센서(150)를 제어기(114)로 동작 가능하게 연결한다. 제어기(114)는 제어기(114)에 의해 지시된 유량 및 플로우 센서(150)에 의해 검출되는 바와 같은 실제 유량 사이의 차이에 대응하는 유량을 계산하는데 사용될 수 있다. 만일 플로우 에러가 선택된 에러 범위 외부에 해당하면, 제어기(114)는 바람직한 유량을 달성하기 위해 제어 밸브(86)의 듀티 사이클을 수정할 수 있다.
제어기(114)는 또한 최대 예비 압력(stnadby pressure)을 제어하기 위한 논리를 포함할 수 있다. 최대 예비 압력은 유압식 부하에 적용될 수 있는 최대 압력을 나타낸다. 디지털 고압력 예비 제어는 일반적으로 아날로그 유압 시스템에서 사용되는 고 예비 릴리프(relief)와 동일한 목적에 이바지한다. 그러나, 압력 릴리프 밸브는 백업 측정으로서 디지털 고압 예비 제어와 함께 사용될 수 있다. 최대 예비 압력 설정은 압력 릴리프 밸브가 사용되는 경우, 전형적으로 압력 릴리프 밸브의 압력 설정보다 낮게 설정된다. 이는 압력 릴리프 밸브가 정상 동작 조건 하에서 개방되는 것을 방지하는데, 왜냐하면 개방되면 원하지 않는 에너지의 손실이 발생하기 때문이다. 일단 압력이 최대 허용 가능한 레벨에 도달하면, 제어기(114)는 유압식 부하와 연관되는 제어 밸브의 동작을 영(0)으로 제어하는데 사용되는 제어 신호의 펄스폭을 조정할 수 있다. 이렇게 함으로써 제어 밸브가 폐쇄되어 압력의 어떠한 부가적인 등가가 방지된다.
제어기(114)는 또한 저 예비 압력을 제어하기 위한 논리를 포함할 수 있다. 저 예비 압력 제어는, 부하가 어떠한 플로우도 필요로 하지 않을 때, 사전 결정된 최소 압력이 항상 유압식 부하로 전달되는 것을 보장하는데 도움을 주도록 동작한다. 최소 예비 압력은 유압식 부하가 예측 가능하고 알맞은 응답 방식으로 반응하도록 할 수 있다. 저 예비 압력은 유압식 부하와 연관되는 제어 밸브를 제어하기 위하여 협소 펄스폭을 갖는 펄스폭 변조 제어 신호를 발생시키는 제어기(114)에 의해 유지될 수 있다. 협소 펄스폭 제어 신호로 인해 밸브는 유효 개구를 가지게 되고, 유효 개구는 충분히 커서 충분한 플로우가 제어 밸브를 통과하도록 함으로써 최소 예비 압력 레벨로 압력을 유지하는 동안의 시스템 유출이 보상된다.
저 압력 예비 제어는 예를 들어 유압 실린더(26)를 사용하는 동력 조향 시스템과 함께 사용될 수 있다. 저 예비 압력은 동력 조향 시스템이 중립 위치에 위치될 때 전형적으로 발생한다. 동력 조향 시스템이 중립 위치에 있는 경우, 제어기(114)는 유압 실린더 제어 밸브(54)에 요청된 압력을 유압 실린더(26)로 전달하라고 지시하기 위하여 저 예비 압력 명령 신호를 발생시킬 수 있다. 저 예비 압력은 충분하여, 유압 실린더(26)가 차량의 원하는 조향 배열을 견고하게 유지할 수 있고, 조향 메커니즘의 신속한 액츄에이션을 가능하게 한다. 실제로, 제어기(114)는 요청된 압력 레벨의 최대 및 저 예비 압력 레벨 중 어느 것이 더 높은지에 기반하여 제어 밸브를 동작시키기 위해 펄스폭 변조된 제어 신호를 포뮬레이팅할 수 있다.
도 2를 계속해서 참조하면, 제어 밸브(40)는 예시적으로 사십 퍼센트(40%) 듀티 사이클을 이용하는 것으로 도시되고: 제어 밸브(70)는 예시적으로 삼십 퍼센트(30%) 듀티 사이클을 이용하는 것으로 도시되고; 제어 밸브(86)는 예시적으로 이십 퍼센트(20%) 듀티 사이클을 이용하는 것으로 도시되고; 제어 밸브(100)는 예시적으로 십 퍼센트(10%) 듀티 사이클을 이용하는 것으로 도시된다. 도 2에 도시된 듀티 사이클은 단지 예를 목적으로 한 것임이 이해되어야 한다. 실제로, 제공된 제어 밸브에 대한 듀티 사이클은 도시된 것과는 다를 수 있고, 실제로, 변화하는 부하 요건들을 수용하기 위해 시간에 따라 변할 수 있다.
계속해서 도 1 및 2를 참조하면, 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)은 설명을 위해 이십(20) 밀리초들로 설정될 수 있는 공통 동작 기간을 사용한다. 상술한 바와 같이, 실제 동작 기간은 유압 시스템(100의 구성 및 동작 요건들에 따라 변할 수 있다. 제어 밸브들은 하나가 폐쇄되어 있을 때, 어떤 경우에는, 거의 폐쇄되어 있을 때 옆의 밸브는 개방되어 있는 방식으로 서로 순차적으로 액추에이팅된다. 순차적으로 액추에이팅되는 밸브들의 개방 및 폐쇄 시퀀스들이 서로 교차하는 상대적으로 짧은 시간 기간이 존재할지라도, 일반적으로 임의의 제공된 시간에서는 단 하나의 밸브만이 완전히 개방된다. 각각의 밸브는 일반적으로 제공된 동작 사이클 동안 단 한번 개방되고 폐쇄된다. 단일 동작 사이클은 이용 가능한 제어 밸브들의 적어도 하나의 서브세트를 통해 단 한 번만 순환한다. 밸브들이 순환되는 시퀀스를 동작 사이클들 사이에서 변할 수 있다.
유압 시스템(10)을 동작시킬 때, 유압식 부하들의 플로우 요건들이 펌프(12)의 플로우 출력을 초과하는 경우들이 존재할 수 있다. 이것이 발생하면, 유압식 부하들 사이에 이용 가능한 흐림이 어떤 비율로 분배될 것인지에 대한 결정이 행해진다. 이는 각각의 유압식 부하에 우선순위 레벨을 할당함으로써 달성될 수 있다. 예를 들어, 우선순위 레벨 일(1)은 가장 높은 우선순위로 고려될 수 있고, 우선순위 레벨 이(2)는 두번째로 높은 우선순위로 고려될 수 있고, 이와 마찬가지로 고려될 수 있다. 각각의 유압식 부하에는 우선순위 레벨이 할당될 수 있다. 바이패스 회로에는 전형적으로 가장 낮은 우선순위 레벨이 할당된다.
우선순위 할당들을 결정하는 데에는 다양한 기준들이 사용될 수 있고, 상기 기준은 무엇보다도 안전 관련문제들, 효율 고려사항들, 운영자 편의성을 포함하지만 이에 제한되지 않는다. 각각의 유압식 부하에는 개벌 우선순위 레벨이 할당될 수 있거나, 다수의 유압식 부하에는 특정 애플리케이션의 요건들에 따라 동일한 우선순위 레벨이 할당될 수 있다. 각각의 부하에 대한 우선순위 레벨 할당은 메모리(153)에 의해, 또는 메모리 또는 제어기(114)와 동작 가능하게 연결되는 시스템 레벨 전자 제어 유닛(electronic control unit: ECU)의 다른 유형의 저장 메커니즘 내에서와 같이 제어기(114) 내에 저장될 수 있다.
이용 가능한 플로우는 유압식 부하들의 우선순위 레벨 랭킹에 기초하여 유압식 부하들로 분배될 수 있으므로, 가장 높은 우선순위 레벨(즉, 우선순위 레벨 1)이 할당된 유압식 부하들에는 자신들이 필요한 플로우 모두를 수용하고, 나머지 유압식 부하들은 감소된 플로우를 수용하거나 또는 플로우를 전혀 수용하지 않는다. 유체 회로들(32, 34, 36, 및 101)에 대한 가능한 우선순위 레벨 할당들 및 우선순위 레벨 할당들에 기초하는 그 결과에 따른 플로우 분배의 예는 아래 표 1에 도시되어 있다. 이를 설명하기 위해, 유압 펌프(12)는 백오십(150) 리터/분의 최대 출력을 갖는 것으로 가정된다. 설명을 위해, 유압 실린더(26)를 포함하는 제 1 유체 회로(32)는 우선순위 레벨 1로 할당된다. 제 2 및 제 3 유체 회로들(34 및 36)은 우선순위 레벨 2로 할당된다. 전형적으로 가장 낮은 우선순위 레벨로 할당되는 바이패스 유체 회로(101)는 우선순위 레벨 3으로 할당된다. 이 예에서, 제 1 유체 회로는 총 이용 가능한 플로우 또는 100리터/분의 2/3(66.7퍼센트)를 필요로 한다. 제 2 및 제 3 회로 이둘 모두는 이용 가능한 플로우의 1/3(33.3퍼센트)를 필요로 한다. 모든 세 유체 회로들의 총 플로우 요건이 펌프(12)로부터 이용 가능한 플로우를 초과하므로, 제 1 유체 회로보다 하위의 우선순위로 할당받은 제 2 및 제 3 유체 회로들은 자신들의 필요한 플로우의 일부만을 수용할 것이다. 제 1 유체 회로는 100리터/분의 자체의 총 플로우 요건을 수용할 것이다. 이는 50리터/분이 제 2 및 제 3 유체 회로들 사이에서 분배되도록 한다. 제 2 및 제 3 유체 회로들은 동일한 우선순위 레벨을 가지기 때문에, 나머지 50리터/분은 두 유체 회로들 사이에 균등하게, 각각의 회로가 25리터/분을 수용하도록 분할된다. 바이패스 유체 회로는 이 예에서 유체를 수용하지 않는데 왜냐하면 모든 이용가능한 유체가 다른 세 유체 회로들 사이에 분배되기 때문이다.
총 이용 가능한 유량 = 150리터/분
유체 회로 우선순위 레벨 필요한 플로우 필요한 플로우 지시되는 플로우 실제 플로우
1 - 3 및 바이패스 1 - 3
1= 가장 높음
3= 가장 낮음		 리터/분 총 이용가능한 퍼센트 총 이용가능한 퍼센트 리터/분
제 1 유체 회로(32) 1 100 66.7 66.7 100
제 2 유체 회로(34) 2 50 33.3 16.65 25
제 3 유체 회로(36) 2 50 33.3 16.65 25
바이패스 유체 회로(101) 3 n/a 초과 0 0
제어 밸브들이 액추에이팅되는 순서는 유압 시스템의 효율에 영향을 미칠 수 있다. 밸브들은 다양한 선택 기준에 따라, 예를 들어 증가하는 또는 감소하는 압력 순으로 순차적인 순서로 액추에이팅될 수 있다. 제어 밸브들이 액추에이팅되는 순서는 유압식 부하들, 예를 들어 유압식 부하들(26, 28, 및 30)의 압력 요건들에 기반하여 결정될 수 있다. 전형적으로, 유압식 부하에 가장 높은 압력 요건을 공급하는 제어 밸브가 우선 액추에이팅되고, 그 후에, 제어 밸브는 유압식 부하에 그 다음의 가장 높은 압력 요건들을 제공하는 등, 계속해서 순서대로 내려가면서, 모든 제어 밸브들이 액추에이팅될 때까지 계속된다. 특정한 유압식 부하가 압력을 필요로 하지 않는 경우, 비 동작 유압식 부하와 연관되는 제어 밸브는 특정 동작 사이클 동안 개방되지 않을 것이다. 바이패스 제어 밸브(100)는 전형적으로 된다면, 모든 나머지 제어 밸브들(즉, 제어 밸브들(40, 70, 및 86)이 액추에이팅된 이후에, 가장 나중에 액추에이팅된다. 일단 모든 제어 밸브들이 액추에이팅되면, 현재 동작 사이클이 완료되고 다음 동작 사이클이 개시될 수 있다.
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 대한 가능한 시퀀스하는 순서의 예는 도 5에 도시되어 있다. 그래프에서의 상부 곡선(152)은 예를 들어 압력 센서(126)에 의해 측정되는 바와 같은(도 1을 참조하라) 예시적인 시스템 압력 프로파일(profile)을 나타낸다. 예시적인 개별 채널 압력 곡선들(154, 156, 및 158)은 유압식 부하들(26)로의 유입구에서 각각의 유압식 부하를 발생시키는 압력을 나타낸다. "채널 #1 압력" 곡선(154)은 유압 실린더(26)로의 유입구에서 측정된 바와 같은 시변 압력을 도시한다. "채널 #2 압력" 곡선(156)은 유압 모터(28)로의 유입구에서 측정된 바와 같은 시변 압력을 도시한다. "채널 #3 압력" 곡선(158)은 다방면 유압식 부하(30)로의 유입구에서 측정된 바와 같은 시변 압력을 도시한다. 도면의 하부에 도시되어 있는 일반적인 구형파 곡선(160)은 제어 밸브(40, 70, 86 및 100)의 개방 및 폐쇄 시퀀스를 그래프로 도시한다. "#1"로 라벨링된 펄스는 제어 밸브(40)의 예시적인 개방 및 폐쇄를 도시한다. "#2"로 라벨링된 펄스는 제어 밸브(70)의 예시적인 개방 및 폐쇄를 도시한다. "#3"로 라벨링된 펄스는 제어 밸브(80)의 예시적인 개방 및 폐쇄를 도시한다. "바이패스"로 라벨링된 펄스는 바이패스 제어 밸브(100)의 예시적인 개방 및 폐쇄를 도시한다. 유압 실린더(26)가 이 예에서 가장 높은 압력 요건들 가지기 때문에, 제어 밸브(40)는 순서에 따라, 유압 모터(28)의 동작을 제어하는 제어 밸브(70)에 의해, 그리고 다방면 유압 부하(30)의 동작을 제어하는 제어 밸브(86)에 의해 우선 액추에이팅될 것이다. 바이패스 제어 밸브(100)는 마지막에 액추에이팅된다. 후속 순서를 변경하는 것을 필요로 할 수 있는 유압식 부하들의 압력 요건들의 변화가 존재하지 않으면 후속 동작 사이클들에 대하여 동일한 시퀀스가 반복될 수 있다.
제어 밸브들이 시퀀스되는 순서는 항상 일관되는 것은 아닐 수 있다. 시퀀스하는 순서는 동작 사이클들 사이에서, 일부 경우들에서, 동작 사이클을 통하는 도중에 부하 압력 요건들과 같은, 동작 조건들의 변화들을 수용하도록 변할 수 있다. 유압 부하의 압력 요건이 나머지 유압식 부하들 중 하나 이상의 압력 요건들보다 더 높은 경우, 시퀀스하는 순서는 제어 밸브들이 계속해서 가장 높은 압력 요건들로부터 가장 낮은 압력 요건들로 시퀀스화하도록 재순서화될 수 있다. 예를 들어, 도 5에서, 유압 실린터(26)는 가장 높은 압력 요건을 갖는 것으로 도시되어 순서상 유압 모터(28) 및 다목적 유압식 부하(30)에 선행한다. 따라서 제어 밸브들은 내림 차순으로 시퀀스되므로, 제어 밸브(40)가 순서 면에서 제어 밸브들(70 및 86)에 선행하여 가장 먼저 액추에이팅된다. 바이패스 밸브(100)는 가장 나중에 액추에이팅된다. 다목적 유압식 부하(30)의 압력 요건이 유압 모터(28)의 압력 요건보다 더 높아지게 되면, 예를 들어, 도 6a에 도시되는 바와 같이, 시퀀스하는 순서가 재정렬되어서, 제어 밸브(86)가 재어 밸브(70) 이전에 액추에이팅되도록 할 수 있다. 수정된 시퀀스한 순서가 도 6b에 도시된다. 시퀀스하는 순서는 재추정되고 필요한 경우 각각의 후속 동작 사이클의 시작 시에 조정될 수 있다. 동작 기간은 또한 동작 사이클들 사이에서 가변될 수 있다.
전반적인 시스템 성능의 개선점들은 동작 사이클을 통과하는 도중에 제어 밸브의 펄스폭을 조정하여 유압식 부하의 플로우 요건들의 변화를 수용함으로써 실현될 수 있다. 이는 동작 사이클의 시작 시에 각각의 유압식 부하에 대한 펄스폭을 결정하고 동작 사이클의 지속기간 동안 동일한 펄스폭을 유지하는 것과 대조된다. 펄스폭이 동작 사이클을 통과하는 도중에 조정되는 진행하는 펄스폭 제어는 시스템의 동작 사이클 주파수에 의해 직접 영향을 받는 시스템 대역폭을 개선할 수 있다. 진행하는 펄스폭 제어의 예시적인 구현예는 도 8a 및 8b에 그래프로 도시된다. 도 8a는 각각의 유압식 부하 및 바이패스(도 8a에서 각각 "1", "2", "3" 및 "바이패스"로 지정됨)에 대한 펄스폭이 동작 사이클의 시작 시에 결정되는 동작 사이클을 도시한다. 도 8a에서 도시되는 예에서, 동작 사이클은 도 8a에서 선으로 표시된 "커런트(Current)"에 의해 식별되는 방식으로 진행하였다. 제어 밸브(2)(도 8a에서 "2"로 라벨링됨)는 현재 대응하는 부하에 플로우를 공급하는 프로세스 중에 있다. 자체의 듀티 사이클을 통하는 도중에는 제어 밸브(2)와 연관된 유압식 부하의 플로우 요건의 증가 상태에 있는 것으로 가정한다. 증가되는 플로우 요구를 수용하기 위해서, 제어 밸브(2)를 제어하기 위해 사용되는 제어 신호의 펄스폭이 증가될 것이고 제어 밸브(3) 또는 바이패스를 제어하기 위해 사용되는 신호의 펄스폭은 제어 밸브(2)와 연관되는 펄스폭의 증가에 비례하여 감소될 것이다. 제어 밸브(2)와 연관되는 유압식 부하의 증가되는 플로우 요건들을 수용하기 위한 듀티 사이클로의 변화는 도 8b에 반영된다. 제어 밸브(1)와 연관되는 유압식 부하의 플로우 요건들이 이미 현재 동작 사이클 내에서 만족하였기 때문에, 자체의 플로우 요건들에서의 어떠한 변화들도 다음 동작 사이클까지 수용되지 않을 것이다.
다시 도 5를 참조하면, 하나의 제어 밸브가 폐쇄되고 다음 제어 밸브가 개방되는 타이밍은 유압 시스템의 효율에 영향을 미칠 수 있다. 한 밸브의 폐쇄 및 다음 밸브의 개방 사이의 시간 지연의 효과적인 제어는 제 1 유체 회로(32), 제 2 유체 회로(34), 제 3 유체 회로(36) 및 바이패스 유체 회로(101)(도 1을 참조하라)와 같은 유체 회로들 사이에서의 전이 동안 발생할 수 있는 에너지 손실들을 최소화하는데 도움을 줄 수 있다. 시간 지연은 도 5에서 "△t"로 식별된다. 제 1 시간 지연(△t1)은 바이패스 밸브(100)를 폐쇄하기 시작하는 것과 제어 밸브(40)를 폐쇄하기 시작하는 것 사이의 지연을 나타낸다. 제 2 시간 지연(△t2)은 제어 밸브(40)를 폐쇄하기 시작하는 것과 제어 밸브(70)를 개방하기 시작하는 것 사이의 지연을 나타낸다. 제 3 시간 지연(△t3)은 제어 밸브(70)를 폐쇄하기 시작하는 것과 제어 밸브(86)를 개방하기 시작하는 것 사이의 지연을 나타낸다. 제 4 시간 지연(△t4)은 제어 밸브(86)를 폐쇄하기 시작하는 것과 제어 밸브(100)를 개방하기 시작하는 것 사이의 지연을 나타낸다.
적절한 시간 지연을 결정하는데 고려될 수 있는 요인들은 펌프(12) 및 제어 밸브들(40, 70, 86 및 100) 사이의 유체 공급 회로의 체적 및 컴플라이언스를 포함할 수 있다. 시간 지연은 또한 유체 회로들 사이의 압력차의 함수일 수 있다.
하나의 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 다음 연속의 제어 밸브를 개방하기 시작하는 것 사이의 시간 지연이 지나치게 길면, 제어 밸브로 이어지는 공급 회로에 존재하는 유체가 압축되므로 에너지가 소비되기 때문에, 시스템 압력에서 스파이크를 야기할 수 있다. 이 현상이 도 7b에서 그래프로 도시된다. 도 7b에서의 상부 그래프는 제 1 제어 밸브가 폐쇄되고 다음 제어 밸브가 개방될 때 시스템 압력(P)(예를 들어 도 1에서의 압력 센서(126)에 의해 감지되는 압력)의 예시적인 변화를 도시한다. 도 7b에서의 하부 그래프는 두 제어 밸브들의 예시적인 개방 및 폐쇄를 그래프로 도시한다. 밸브들은 (Aor)에서 완전히 개방된다. 하위 곡선의 좌측 부분은 제 1 밸브의 폐쇄를 그래프로 도시하고 곡선의 우측 부분은 제 2 밸브의 개방을 그래프로 도시한다. 시간 지연이 짧기 때문에 유압 펌프 및 제어 밸브 사이(즉, 도 1에서 펌프 토출 통로(22))의 유체 공급 회로 내에 존재하는 유체는 압축되어, 도 7b의 상부 압력 곡선에서 관찰될 수 있는 압력에서 스파이크를 발생시킨다.
하나의 밸브의 폐쇄를 개시하는 것과 다음 연속하는 밸브의 개방을 개시하는 것 사이의 지연이 너무 짧은 경우, 유체는 이전 유압식 부하(밸브(1))로부터 다음 유압식 부하(밸브(2))로 역으로 플로우할 수 있다. 이 현상은 도 7a에서 그래프로 도시된다. 도 7a에서의 상부 곡선은 제 1 제어 밸브가 폐쇄되고 다음 제어 밸브가 개방될 때의 시스템 압력(P)의 예시적인 변화를 도시한다. 도 7a에서의 하부 곡선은 제어 밸브들의 예시적인 개방 및 폐쇄를 그래프로 나타낸다. 밸브들은 (Aor)에서 완전히 개방된다. 이 예에서, 제 2 제어 밸브는 제 1 제어 밸브가 완전히 폐쇄되기 전까지 개방하기 시작한다. 도 7a의 상부 그래프에 도시된 시스템 압력은 제 1 제어 밸브가 폐쇄하기 시작될 때 강하하기 시작한다. 짧은 시간 지연을 갖는 것이 효율 면에서 반드시 강하의 결과를 초래하지 않을지라도, 이는 그럼에도, 예를 들어 유체가 유압식 부하로부터 탱크, 예를 들어 유체 저장소(18)로 역류하지 않으면, 유압식 부하에 의해 요구되는 순 플로우를 제공할 제어 신호 펄스폭을 결정할 때 처리될 수 있다. 따라서, 바이패스 제어 회로를 폐쇄하기 시작하는 것과 시퀀스에서 제 1 제어 밸브를 개방하기 시작하는 것 사이의 시간 지연, 및 시퀀스에서 최종 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 바이패스 밸브를 개방하기 사장하는 것 사이의 시간 지연을 최적화하는 것이 바람직할 수 있다. 적절한 시간 지연을 결정하는 것은 도 7a에 도시되는 바와 같이, 제어 밸브들 사이에서 발생하는 역류의 양을 최소화하는 것과, 도 7b에 도시되는 바와 같이, 시스템 압력 스파이크들의 발생을 최소화하는 것 사이의 절충안을 수반할 수 있다.
시간 지연(△t)은 다음의 식을 사용하여 결정된다:
△t = α * △P + TimeDelayAdder
여기서:
△t(시간 지연)은 하나의 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 다음 후속 밸브를 개방하기 시작하는 것 사이의 시간 기간이다(예를 들어 도 5를 참조하라);
α는, 예를 들어 밸브 전이 속도, 밸브 마찰, 펌프 유량, 열적 효과들, 유압 유체의 유효 부피 계수, 및 내부 펌프 또는 밸브 매니폴드(manifold)의 내부 체적에 좌우될 수 있는 다양한 파라미터들이다;
△P는 유압식 부하 및 펌프의 배출구 사이의 압력차이다; 그리고
TimeDelayAdder은 시간 지연을 최적화하기 위해 실험상 결정된 정정 계수이다.
예를 들어, α가 매니폴드 체적에 좌우되는 경우들에서, 펌프 유량, 및 유압 유체의 유효 부피 계수, 시간 지연(△t)은 다음의 식을 사용하여 결정될 수 있다:
Figure 112010073633715-pct00001
여기서:
△t(시간 지연)은 하나의 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 다음 후속 밸브를 개방하기 시작하는 것 사이의 시간 기간이다(예를 들어 도 5를 참조하라);
△P는 유압식 부하 및 펌프의 배출구 사이의 압력차이다;
V는 펌프 배출구 및 제어 밸브의 유입구 사이의 유체 회로의 유체 체적이다;
β는 유압 시스템의 유효 부피 계수이다;
Q는 펌프의 유량이다; 그리고
TimeDelayAdder은 시간 지연을 최적화하기 위해 실험상 결정된 정정 계수이다.
부피 계수는 다음의 식을 사용하여 결정될 수 있다:
Figure 112010073633715-pct00002
부피 계수는 압력에 따라 비선형으로 변한다. 유압 유체의 부피 계수는 온도, 비말식 공기(entrained air), 유체 조성물, 및 다른 물리적 파라미터들의 함수이다. 유압 시스템의 부피 계수는 유압 시스템 하드웨어의 체적 및 강도를 나타내고 적절한 시간 지연을 결정하는데 있어서의 요인이다. 유압 시스템의 유효 부피 계수는 유체의 부피 계수 및 시스템 하드웨어의 부피 계수를 컴파일(compile)한 것이다. 실제로, 부피 계수는 크게 변할 수 있고, 가능한 경우, 시간 지연을 계산하는데 사용하기 위한 정확한 부피 계수를 획득하는데 측정될 수 있다. 유효 부피 계수의 측정은 예를 들어 모든 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)이 폐쇄된 때에 펌프(12)로부터의 유체 플로우의 함수로서 유체 시스템(10)에서의 압력 상승을 모니터링함으로써 달성될 수 있다. 펌프 플로우는 다음 식을 사용하여 근사화될 수 있다:
펌프 플로우 = (분당 펌프 회전수(RPM)) × (펌프 회전 당 펌프 변위) × (근사 체적 효율)
압력 상승은 펌프(12) 및 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100) 사이의 유체 공급 회로 내에 위치되는 압력 센서(즉, 도 1에서의 압력 센서(126))를 사용하여 모니터링될 수 있다. 유효 부피 계수의 맵을 압력의 함수로서 포함하는 검색표는 시간 지연을 계산하는데 사용하기 위하여 생성되고 제어기(114)의 메모리(163) 내에 저장될 수 있다.
부피 계수는 초기 동작 맵을 제공하기 위해 유압 시스템의 초기 개시 동안 매핑될 수 있다. 부피 계수는 유압 유체가 정상 상태 조건에 도달할 때까지 가열되면서 주기적으로 측정될 수 있다. 이전에 동작하는 사이클들 동안 획득되는 유사한 시스템 조건들에 대한 부피 계수 맵들은 비교될 수 있고 유압 시스템의 상태를 추정하는데 사용될 수 있다. 예를 들어, 부피 계수의 실질적인 감소는 유압 유체에서의 비말식 공기의 현저한 증가, 또는 유압 시스템 호스 또는 파이프에서 고장이 임박했음을 나타낼 수 있다.
시간 지연(△t)을 계산하기 위한 식에 포함되는 TimeDelayAdder 파라미터는 시간 지연(△t)을 최적화하기 위한 정정 계수이다. α 파라미터 및 TimeDelayAdder 파라미터는 실험을 통해 결정될 수 있다. 예를 들어 식(△PV/βQ), 또는 다른 기능 함수 관계식에 대응할 수 있는 시간 지연 식의 α항은 하나의 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 다음 연속하는 밸브를 개방하는 것 사이의 지연의 양을 추정치를 제공한다. 그러나, 이는 단지 추정치이므로, 계산된 시간 지연(△t)은 최소화하는 시스템 압력 스파이크들 및 연속해서 액추에이팅되는 제어 밸브들 사이에서 발생하는 역류 사이에 최적의 균형을 발생시킬 수 없다.
시간 지연(△t)의 유효성은 적어도 부분적으로 시스템 압력 내에서의 스파이크들 및 하나의 제어 밸브로부터 다음 제어 밸브로의 역류 이 둘과 연관되는 손실들을 적어도 부분적으로 처리하는 대응하는 시가 지연 압력 에러를 계산함으로써 평가될 수 있다. 시간 지연 압력 에러는 다음의 식을 사용하여 계산될 수 있다:
시간 지연 압력 에러 = MAX[Ppump-(Pload-△Pvalue),0]+ABS(MIN[Ppump-Pload,0])
여기서:
Ppump는 예를 들어 압력 센서(126)를 사용하여 검출되는 바와 같이, 펌프(12)로부터 출력되는 압력이다;
Pload는 유압식 부하(즉, 유압식 부하들(26, 28, 및 30))로 전달되는 압력이다; 그리고
△Pvalue는 제어 밸브(즉, 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 걸친 정상 상태 압력 강하이다.
제어 밸브에 걸친 정상 상태 압력 강하(△Pvalue)는 제어기(114)의 메모리(153) 내에 저장되는 검색표로부터 획득될 수 있고, 여기서 정상 상태 압력 강하는 펌프(12)의 유량과 상관된다. 펌프(12)의 유량은 측정된 펌프 RPM을 사용하여 계산될 수 있고, RPM은 속도 센서(124) 및 이전에 기술된 펌프 플로우를 결정하기 위한 식을 사용하여 계산될 수 있다.
시간 지연 압력 에러의 실체는 도 9 내지 11을 참조하면 더 양호하게 이해될 수 있다. 도 9는 밸브들이 연속해서 개방되고 폐쇄될 때 세 개별 제어 밸브들(즉, 제어 밸브들(40, 70, 및 86)에 걸쳐서 발생하는 압력 강하에서의 예시적인 섭동을 그래프로 도시한다. 세 제어 밸브들은 이전에 서술된 방식으로 차례로 액추에이팅될 수 있다. 이 예에서, 제어 밸브(40)가 우선 개방되고, 이후에 순서대로 제어 밸브(70) 및 제어 밸브(86)가 개방된다. 각각의 제어 밸브에 걸친 압력 강하는 제어 밸브가 우선 개방하기 시작하는 지점에서 시작하여 계속해서 밸브가 완전히 폐쇄될 때까지 트래킹된다. 밸브들에 걸친 정상 상태 압력 강하는 모든 세 밸브들에 대하여 동일하고 도 9 및 11에서와 같이 표시되는 수평선에 의해 표시된다. 그러나, 각각의 밸브는 반드시 동일한 압력 강하를 가질 필요는 없음이 이해될 것이다. 연속하는 제어 밸브들에 대한 압력 강하 곡선들은 하나의 밸브가 폐쇄하고 다음 밸브가 개방하는 전이 기간 동안 적어도 부분적으로 중첩될 수 있다. 이는 실질적으로 이전 밸브가 완전히 폐쇄되기 전에 액추에이팅되는 밸브가 개방을 시작한다는 사실에 기인한다.
도 9로부터 관찰될 수 있는 바와 같이, 제공된 제어 밸브에 걸친 압력 강하는 밸브가 자체의 개방 및 폐쇄 위치들 사이에서 전이할 때 밸브의 대응하는 정상 상태 압력 강하로부터 현저하게 변할 수 있다. 압력 강하 곡선들로부터, 전이 기간 동안 발생할 수 있는 비효율들을 검출하는 것이 가능할 수 있다. 예를 들어, 밸브가 개방되고 있을 때 발생하는 정상 상태 압력 강하를 초과하는 제공된 제어 밸브에 걸친 압력 강하에서의 스파이크(즉, 도 9에서의 압력 스파이크(162, 164, 및 166)는 시간 지연(△t)이 아주 짧아서, 유체가 폐쇄하고 있는 제어 밸브로부터 개방하고 있는 제어 밸브로 역류하도록 할 수 있다. 제어 밸브가 폐쇄되고 있을 때 발생하는 제공된 제어 밸브에 걸친 음의 압력 강하(즉, 음의 압력 강하들(168, 170, 및 172))는 유체가 폐쇄하고 있는 제어 밸브로부터 유체를 제어 밸브로 공급하는 통로(예를 들어, 펌프 토출 통로(22))로 플로우하고 있음을 나타낸다. 제어 밸브가 폐쇄하고 있을 때 발생하는 정상 상태 압력을 초과하는 제공된 제어 밸브에 걸친 압력 강하에서의 스파이크(즉, 도 11에서 압력 스파이크(167))는 시간 지연(△t)이 아주 길어서, 시스템 압력에서 스파이크를 발생시키는 것을 나타낼 수 있다.
도 11은 제어 밸브(70)가 폐쇄하고 있는 것과 제어 밸브(86)가 개방하고 있는 것 사이의 예시적인 전이 기간을 도시한, 도 9의 일부의 확대도이다. 제어 밸브가 폐쇄하기 시작할 때 발생하는 정상 상태 압력 강하를 초과하는, 제어 밸브(40)에 걸친 압력 강하에 스파이크가 존재함을 주목하라. 이는 제어 밸브(70)가 개방하기 시작하기 전에 제어 밸브(40)가 폐쇄를 시작하는 것에 기인한다. 유압 펌프(12) 및 제어 밸브(40) 사이의 유체 공급 회로 내에 존재하는 유체는 제어 밸브가 폐쇄할 때 압축됨으로써 시스템 압력에서 스파이크를 발생시킨다.
계속해서 도 11을 참조하면, 제어 밸브(40)에 걸친 압력 강하는 제어 밸브(70)가 개방하기 시작할 때 정상 상태 압력 강하 아래로 강하를 시작하고, 밸브(40)가 폐쇄될 때 계속해서 강하한다. 제어 밸브(40)에 걸친 압력 강하는 밸브(40)가 계속해서 폐쇄되고 밸브(70)가 계속해서 개방될 때 결국 음이 된다. 음의 압력 강하는 제어 밸브(40)로부터 펌프 토출(22)로부터의 역류의 존재를 나타낼 수 있다. 제어 밸브(70)에 걸친 압력 강하에서의 스파이크는 또한 유체가 제어 밸브(40)로부터 제어 밸브(70)로 역류하고 있음을 시그널링할 수 있다. 시스템 압력에서의 스파이크 및 제어 밸브(40)로부터 제어 밸브(70)로의 유체의 역류는 시스템 효율에 유해한 영향을 미칠 수 있다. 이 손실들을 최소화함으로써 유압 시스템의 전반적인 효율이 개선될 수 있다.
계속해서 도 11을 참조하면, 적시에 제공되는 지점에서 시간 지연 압력 에러는 제어 밸브에 걸친 압력 강하가 정상 상태 압력 강하(도 9 및 11에서 압력 강하 "A"로서 식별되는)를 초과하는 양 및 압력 강하가 영(0) 아래로 떨어지는(도 9 및 11에서 압력 강하 "B"로서 식별되는) 양을 합산함으로써 계산될 수 있다. 시간 지연 압력 에러에서 첫번째 항(MAX[Ppump-(Pload-△Pvalue),0])은 압력 강하 "A"에 대응하고, 두번째 항(ABS(MIN[Ppump-Pload,0])은 압력 강하 "B"에 대응한다. 시간 지연 압력 에러는 동작 사이클 전체에 걸친 다양한 시간 간격들에서 계산될 수 있다. 도 9로부터의 압력 강하들을 사용하여 계산되는 시간 지연 압력 에러들의 그래프는 도 10에 도시된다. 시간 지연 압력 에러는 일단 제어 밸브에 걸친 압력 강하가 정상 상태에 도달하면 영이 되는 것을 주목하라.
시간 지연(△t)은 시간 지연 압력 에러를 최소화함으로써 최적화될 수 있다. 이는 최소 시간 지연 압력 에러가 달성될 때까지 시간 지연(△t) 식에서 TimeDelayAdder 파라미터를 점진적으로 변화시킴으로써 달성될 수 있다. 새로운 시간 지연(△t)은 각각의 TimeDelayAdder 값에 대하여 계산된다. 그리고나서 대응하는 제어 밸브는 수정된 시간 지연(△t)을 사용하여 동작하고 그 결과에 따른 제어 밸브에 걸친 압력 강하는 트랙킹된다. 새로운 시간 지연 압력 에러는 가장 최근의 압력 강하 데이터에 기초하여 계산되고 이전에 계산된 시간 지연 압력 에러와 비교된다. 이 프로세스는 최소 시간 지연 압력 에러가 결정될 때까지 계속된다. 최소 시간 지연 압력 에러에 대응하는 최적화된 TimeDelayAdder는 대응하는 압력 및 유량과 함께, 앞으로의 참조를 위해 검색표의 형태로 제어기(114)의 메모리(153) 내에 저장될 수 있다.
도 1 내지 4를 참조하여, 유압 시스템(10)의 예시적인 동작 사이클의 동작이 서술될 것이다. 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 대한 예시적인 듀티 사이클들이 도 2에 도시된다. 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)의 시변 유체 출력은 펌프(12)의 유체 출력의 퍼센티지로 표현된다. 예시적인 동작 사이클은 시간이 영(0)과 같을 때 개시된다. 논의를 위해, 유압식 부하(26)가 초기에 가장 높은 압력 요건을 갖고, 이후에 순서대로 유압 부하(28) 및 유압 부하(30)이다. 제어 밸브들은 가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하를 제어하는 제어 밸브(40)로 시장해서, 내림 차순으로 액추에이팅되어, 이후에 순서대로 제어 밸브들(70, 86, 및 100)이 액추에이팅된다. 예시적인 동작 사이클은 20밀리초들의 지속기간을 갖는데, 이는 상술된 듀티 사이클들 각각의 동작 기간에 대응한다. 두 연속하는 동작 사이클들은 도 2 내지 4에 도시되고, 제 2 동작 사이클은 시간이 20밀리초와 같을 때 시작하고 시간이 사십(40) 밀리초들과 같을 때 종료한다. 제어 밸브(40, 70, 86, 및 100)에 대한 동작 사이클들은 모두 동일한 시간에서 시작하고 종료한다.
도 4는 압력 센서(126)에 의해 검출되는 바와 같은, 펌프 토출 포트(24)에서 하향하여 발생하는 유체 압력에서의 시변하는 상대적인 섭동들을 그래프로 도시한다. 압력 센서(126)에 의해 검출되는 압력은 유압 시스템 내에서 발생하는 상대적으로 낮은 압력 손실들로 인하여 대응하는 제어 밸브가 개방될 때 각각의 부하들의 유입구에서 발생하는 압력을 알맞게 근사화시킨다.
도 3은 각각의 유압식 부하의 유입구 부근에서 발생하는 시변하는 상대적인 유량들 및 압력 레벨들을 그래프로 서술한다. 유압식 부하를 포함하지 않는 바이패스 유체 회로(101)의 경우에, 압력 및 유량들은 바이패스 토출 통로(108) 내에서 발생한다. 시스템 내에서 발생하는 상대적으로 낮은 압력 손실들로 인해, 유압식 부하의 유입구 부근에서 발생하는 압력은 압력 센서(126)에 의해 펌프 토출 포트(24)에서 검출되는 압력에 밀접하게 근사화한다. 그러므로, 도 3에 도시되는 바와 같이, 제공된 유압식 부하에 대한 유입구 압력 곡선은 일반적으로 제어 밸브가 개방되는 기간 동안 펌프 토출 포트(24)(도 4에 도시되는 바와 같은)에서 발생하는 압력에 대응한다.
도 1 내지 4를 계속해서 참조하면, 예시적인 동작 사이클은, 액추에이터에 제어 밸브(40)를 개방하고 유입구 포트(46) 및 토출 포트(50) 사이의 유체 연통을 설정하라고 명령하는 제어 신호를 액추에이터(42)로 송신하는 제어기(114)에 의해 개시(도 2 내지 4에서 영과 같은 시간에서)될 수 있다. 사십 퍼센트(40%) 듀티 사이클에 기초하여, 제어 밸브(40)는 약 팔(8) 밀리초의 기간 동안 개방 상태로 남을 것이다. 제어 밸브(40)가 개방 위치에 있으면, 펌프(12)로부터 토출되는 유체의 전체 양은 제어 밸브(40)를 걸쳐 유체 합류점(71)으로 통과할 것이다(도 2를 참조하라). 유압식 부하(26)의 플로우 및 압력 요건들에 따라, 유체 합류점(71)에 도달하는 유체의 일부는 토출 통로(52), 및 유압 실린더 제어 밸브(54)의 현재 플로우 설정에 따라 제 1 공급 통로(62) 또는 제 2 공급 통로(64) 중 하나를 통하여 유압식 부하(26)로 전달될 것이다. 유체가 유압식 부하(26)로 전달되는 시변 레이트가 도 3에 그래프로 도시된다. 유체 합류점(71)에 도달하는 나머지 유체는 공급/토출 통로(73)를 통과하여 어큐물레이터(68)에 이르러서 어큐물레이터를 충전할 것이다. 도 4에 도시되는 바와 같이, 제어 밸브(40)가 개방되어 있는 기간 동안, 압력 센서(126)에 의해 검출되는 압력(도 3에 도시되는 바와 같이, 유압식 부하(26)의 유입구 포트 부근에서 발생하는 압력 레벨을 근사화하는)은 펌프(12)로부터의 유체의 플로우를 제한하는 유압식 부하(26)의 결과로서 상승하기 시작할 것이다. 제어 밸브(40)가 약 팔(8) 밀리초의 기간 동안 개방되어 있은 후에, 제어기(114)는 엑추에이터에게 제어 밸브(40)를 폐쇄하라고 지시하는 제어 신호를 액추에이터(42)로 송신할 수 있다. 제어 밸브(40)가 폐쇄된 상태에 있는 경우, 유체 합류점(71)에서의 압력 및 유량이 떨어지기 시작한다. 이는 차례로 어큐물레이터(68)에 저장된 가압 유체가 토출 통로(52)로 방출되도록 한다. 도 3에서 관찰될 수 있는 바와 같이, 어큐물레이터(68)로부터 토출되는 유체는 제어 밸브(40)가 폐쇄되기 때문에 토출 통로(52) 내에서 발생하는 플로우 및 압력의 강하를 적어도 부분적으로 보상한다. 이 결과는 약 팔(8) 밀리초에서 약 이십(20) 밀리초까지의 시간 기간에 걸쳐 발생하는 토출 통로(52) 내에서의 유량 및 압력 레벨을, 어큐물레이터(68)가 사용되지 않았을 경우에 발생할 가능성이 있는 급작스런 강하 대신에, 점진적으로 감소시킨다. 압력 및 플로우는 약 이십(20) 밀리초와 같은 시간에서 발생하는 후속 동작 사이클 동안 제어 밸브(40)가 개방할 때까지 계속해서 강하될 것이다(도 2 및 3을 참조하라). 압력 및 플로우 곡선들은 동작 조건들의 변화가 존재하지 않는 한 후속 동작 사이클 동안 실질적으로 동일할 것이다.
제어 밸브(40)를 폐쇄하자마자, 제어기(114)는 액추에이터에 제어 밸브(70)를 개방하고 유입구 포트(72) 및 토출 포트(78) 사이의 유체 연통을 설정하라는 제어 신호를 액추에이터(77)로 송신할 것이다. 삼십 퍼센트(30%) 듀티 사이클에 기초하여, 제어 밸브(70)는 약 육(6) 밀리초의 기간 동안 개방된 상태로 남아 있다가, 약 팔(8) 밀리초에서 시작하여 약 십사(14) 밀리초에서 종료할 것이다. 제어 밸브(70)가 개방 위치에 있는 경우, 펌프(12)로부터의 유체의 총 플로우는 제어 밸브(70)를 통해(도 2를 참조) 유체 합류점(85)으로 통과할 것이다.
도 4에 도시되어 있는 바와 같이, 펌프 토출 통로(22) 내의 압력(압력 센서(126)에 의해 검출되는 바의)은 초기에 제어 밸브(70)를 개방하자마자 압력 곡선의 지점(174)에 표시된 레벨로 강하할 것이다. 유압식 부하(28)의 플로우 및 압력 요건들에 따라, 유체 합류점(85)에 도달하는 유체의 일부는 유압 모터 공급 통로(80)를 통해 유압식 부하(28)로 전달될 것이다. 유압식 부하(28)의 유입구 포트 부근의 시변 유량은 도 3에서 그래프로 도시된다. 유체 합류점(85)에 도달하는 나머지 유체는 공급/토출 통로(87)를 통과하여 어큐물레이터(84)로 도달하여 어큐물레이터를 충전한다. 제어 밸브(70)가 개방되는 기간(약 팔(8) 밀리초 및 십사(14) 밀리초 사이의 시간 기간) 동안, 압력 센서(126)에 의해 검출되는 압력(도 4를 참조하라) 및 유압식 부하(28)의 유입구 포트 부근의 압력 레벨(도 3을 참조하라)은 제어 밸브(70)가 처음 개방되었을 때(도 4의 지점(174)) 발생했던 초기 압력 이상으로 상승하기 시작할 것이다. 제어 밸브(70)가 약 육(6) 밀리초들의 기간 동안 개방된 후에, 제어기(114)는 제어 신호를 액추에이터(77)로 송신하여, 제어 밸브(70)가 유입구 포트(72) 및 토출 포트(78) 사이의 유체 통로를 폐쇄하도록 한다. 제어 밸브(70)가 폐쇄되는 경우 유체 합류점(85)에서 유체 플로우의 압력 레벨 및 레이트는 강하하기 시작할 것이다. 이는 제어 밸브(70)가 폐쇄되어 있는 기간(14 밀리초 내지 28 밀리초의 시간 기간) 동안 어큐물레이터(84) 내에 저장된 가압 유체로 하여금 유압 모터 공급 통로(80)로 토출되도록 할 것이다. 도 3으로부터 관찰될 수 있는 바와 같이, 어큐물레이터(84)로부터 토출되는 유체는 제어 밸브(70)가 폐쇄될 때 발생하는 플로우 및 압력의 강하를 적어도 부분적으로 보상한다. 이 결과는 약 십사(14) 밀리초에서 약 이십팔(28) 밀리초까지의 시간 기간에 걸쳐 발생하는 토출 통로(80) 내에서의 유량 및 압력 레벨을 점진적으로 감소시킨다. 압력 및 플로우는 약 이십팔(28) 밀리초와 같은 시간에서 발생하는 후속 동작 사이클 동안 제어 밸브(70)가 다시 개방할 때까지 계속해서 강하될 것이다. 압력 및 플로우 곡선들은 후속 동작 조건들의 변화가 존재하지 않는 한 후속 동작 사이클 동안 실질적으로 동일할 것이다.
제어 밸브(70)를 폐쇄하자마자, 제어기(114)는 액추에이터에 제어 밸브(86)를 개방하고 유입구 포트(88) 및 토출 포트(96) 사이의 유체 연통을 설정하라는 제어 신호를 액추에이터(77)로 송신할 것이다. 이십 퍼센트(20%) 듀티 사이클에 기초하여, 제어 밸브(86)는 약 사(4) 밀리초의 기간 동안 개방된 상태로 남아 있다가, 약 십사(14) 밀리초에서 시작하여 약 십팔(18) 밀리초에서 종료할 것이다. 제어 밸브(86)가 개방 위치에 있는 경우, 펌프(12)로부터의 유체의 총 플로우는 제어 밸브(86)를 통해(도 2를 참조) 유체 합류점(97)으로 통과할 것이다. 도 4에 도시되는 바와 같이, 펌프 토출 통로(22) 내의 압력(압력 센서(126)에 의해 검출되는 바와 같은)은 초기에 제어 밸브(86)를 개방하자마자 압력 곡선의 지점(176)에 표시된 레벨로 강하할 것이다. 유압식 부하(30)의 플로우 및 압력 요건들에 따라, 유체 합류점(97)에 도달하는 유체의 일부는 유압식 부하 공급 통로(94)를 통해 유압식 부하(30)로 전달될 것이다. 유압식 부하(30)의 유입구 포트 부근의 시변 유량은 도 3에서 그래프로 도시된다. 유체 합류점(85)에 도달하는 나머지 유체는 공급/토출 통로(99)를 통과하여 어큐물레이터(95)로 도달하여 어큐물레이터를 충전한다. 제어 밸브(86)가 개방되는 기간(약 십사(14) 밀리초 및 십팔(18) 밀리초 사이의 시간 기간) 동안, 압력 센서(126)에 의해 검출되는 압력(도 4를 참조하라) 및 유압식 부하(30)의 유입구 포트 부근에서 발생하는 압력(도 3을 참조하라)은 제어 밸브(86)가 처음 개방되었을 때(도 4의 지점(176)) 발생했던 초기 압력 이상으로 상승하기 시작할 것이다. 제어 밸브(86)가 약 사(4) 밀리초들의 기간 동안 개방된 후에, 제어기(114)는 제어 신호를 액추에이터(93)로 송신하여, 제어 밸브(86)가 유입구 포트(88) 및 토출 포트(96) 사이의 유체 통로를 폐쇄하도록 한다. 제어 밸브(86)가 폐쇄되는 경우 유체 합류점(97)에서 유체 플로우의 압력 레벨 및 레이트는 강하하기 시작할 것이다. 이는 제어 밸브(86)가 폐쇄되어 있는 기간(십팔(18) 밀리초 내지 약 삼십사(34) 밀리초의 시간 기간) 동안 어큐물레이터(95) 내에 저장된 가압 유체로 하여금 유압 모터 공급 통로(94)로 토출되도록 할 것이다. 도 3으로부터 관찰될 수 있는 바와 같이, 어큐물레이터(95)로부터 토출되는 유체는 제어 밸브(86)가 폐쇄될 때 발생하는 플로우 및 압력의 강하를 적어도 부분적으로 보상한다. 이 결과는 18 밀리초에서 34 밀리초까지의 시간 기간에 걸쳐 발생하는 토출 통로(94) 내에서의 유량 및 압력 레벨을 점진적으로 감소시킨다. 압력 및 플로우는 (약 삼십사(34) 밀리초와 같은 시간에서) 후속 동작 사이클 동안 제어 밸브(86)가 다시 개방할 때까지 계속해서 강하될 것이다. 압력 및 플로우 곡선들은 후속 동작 조건들의 변화가 존재하지 않는 한 후속 동작 사이클 동안 실질적으로 동일할 것이다.
제어 밸브(86)를 폐쇄하자마자, 제어기(100)는 펌프 토출 통로(22) 내에 존재하는 임의의 초과 압력을 유체 저장소(18)에 내버리기 위해 선택적으로 개방될 수 있다. 제어기(114)는 액추에이터에 바이패스 제어 밸브(100)를 개방하여 유입구 포트(102) 및 토출 포트(110) 사이의 유체 연통을 설정하라는 제어 신호를 액추에이터(112)로 송신한다. 십 퍼센트(10%) 듀티 사이클에 기초하여, 제어 밸브(86)는 이(2) 밀리초의 기간 동안 개방 상태로 남아 있다가, 약 십팔(18) 밀리초에서 시작하여 약 이십(20) 밀리초에서 종료할 것이다. 약 이십(20) 밀리초에서의 제어 밸브(86)의 폐쇄는 현재 동작 사이클의 종료 및 후속 동작 사이클의 시작에 대응한다. 제어 밸브(100)가 개방 상태에 있는 경우, 펌프(12)로부터 토출되는 유체의 총 플로우는 제어 밸브(100)(도 2를 참조하라) 및 바이패스 토출 통로(108)를 통과하여 저장소 복귀 통로에 이른다. 도 4에 도시되는 바와 같이, 펌프 토출 통로(22) 내의 압력(압력 센서(126)에 의해 검출되는 바와 같은)은 제어 밸브(100)가 개방될 때 압력 곡선의 지점(1780)에서 표시되는 레벨로 강하할 것이고, 제어 밸브(100)가 약 이십(20) 밀리초와 같은 시간에서 폐쇄될 때까지 상기 압력이 유지된다. 바이패스 밸브(100)가 이(2) 밀리초의 기간 동안 개방된 후에, 제어기(114)는 제어 신호를 액추에이터(112)에 송신하여 제어 밸브(100)가 입력 포트(102) 및 토출 포트(110) 사이의 유체 경로를 폐쇄하도록 한다.
현 예시적인 동작 시퀀스는 바이패스 제어 밸브(100)가 폐쇄될 때 완료된다. 후속 동작 시퀀스는 제어 밸브(40)를 액추에이팅하고 이전에 서술된 동작 시퀀스를 반복함으로써 개시된다. 예를 들어 유압식 부하의 압력 요건이 증가하거나 감소하는, 동작 조건들의 변화가 존재하면, 영향을 받은 제어 밸브 듀티 사이클은 재추정되고 필요에 따라 조정되어 변화된 동작 조건들을 수용할 것이다.
본원에 서술된 프로세스들, 시스템들, 방법들 등에 관하여, 그와 같은 프로세스들 등의 단계들이 특정한 순서의 시퀀스에 따라 발생하는 것으로 기술되었을지라도, 그와 같은 프로세스들은 서술된 단계들이 본원에 서술된 순서와 다른 순서로 수행되도록 실행될 수 있다. 특정 단계들이 동시에 실행될 수 있고, 다른 단계들이 추가될 수 있고, 또는 본원에 서술된 특정 단계들이 생략될 수 있음이 더 이해되어야 한다. 즉, 본원에서의 프로세스들의 서술은 특정 실시예들을 설명할 목적으로 제공되고, 청구되는 발명을 제한하도록 결코 해석되지 않아야 한다.
상기 서술은 설명을 목적으로 한 것이지 제한하고자 하는 것이 아님이 이해되어야 한다. 제공되는 예들 이외의 많은 실시예들 및 응용예들은 상기 설명을 판독함으로써 당업자에게 명백할 것이다. 본 발명의 범위는 상기 설명을 참고하여 결정되지 않아야 하고, 대신 첨부된 청구항들 및 이에 덧붙여 상기 청구항들에 권리를 허여하는 등가물들의 전체 범위를 참조하여 결정되어야 한다. 미래의 개발들은 본원에서 논의된 기술로 발생할 수 있음이 예상되고 의도되고, 개시된 시스템들 및 방법들은 그와 같은 미래의 실시예들에 통합될 것이다. 요약하면, 본 발명은 수정들 및 변형들이 가능하고 다음의 청구항들에 의해서만 제한되는 것이 이해되어야 한다.
청구항들 내에 사용되는 모든 용어들은 본원에서 반대의 명시적인 표현이 행해지지 않으면, 당업자에 의해 이해되는 바대로의 용어 자체의 가장 광범위한 합리적이 구성들 및 용어 자체의 일반적인 의미들을 제공하도록 의도된다. 특히, "a", "the", "said", 등과 같은 단수형 관사의 사용은 청구항이 대조되는 명시적인 제한을 기술하지 않으면 표시된 요소들의 하나 이상을 기술하는 것으로 판독되어야 한다.

Claims (34)

  1. 방법으로서,
    우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하의 각각과 연관되도록 우선순위 레벨을 할당하는 단계;
    할당된 우선순위 레벨에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하는 단계;
    상기 제어 신호를 복수의 디지털 밸브로 송신하는 단계로서, 각각의 밸브는 상기 유압식 부하 중 적어도 하나를 압력원에 선택적으로 유체 접속하도록 동작 가능한 상기 송신하는 단계;
    상기 제어 신호에 응답하여 상기 디지털 밸브의 적어도 하나의 서브세트를 순차적으로 액추에이팅하는 단계; 및
    가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브로 개시하고, 나머지 유압식 부하와 대응하는 압력 요건에 기초하여 순차적 내림 차순으로 진행하는 밸브를 순차적으로 액추에이팅하는 단계를 포함하는 방법.
  2. 제 1 항에 있어서,
    단일 동작 사이클 동안 단 1회 상기 디지털 밸브의 각각을 액추에이팅하는 단계를 더 포함하는 방법.
  3. 제 1 항에 있어서,
    상기 제어 신호는 각각의 밸브가 개방 위치 및 폐쇄 위치에 배치되는 동작 사이클 동안 시간의 기간을 규정하는 방법.
  4. 제 3 항에 있어서,
    각각의 밸브는 각각의 동작 사이클 동안 단 1회 개방되고 폐쇄되는 방법.
  5. 제 2 항에 있어서,
    연관된 유압식 부하의 할당된 우선순위 레벨에 기초하여 상기 밸브를 순차적으로 액추에이팅하는 단계를 더 포함하는 방법.
  6. 제 5 항에 있어서,
    가장 높은 우선순위 레벨을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브가 먼저 액추에이팅되는 방법.
  7. 제 5 항에 있어서,
    각각의 할당된 우선순위 레벨을 유압식 부하와 대응하는 압력 요건에 기초하는 단계를 더 포함하는 방법.
  8. 제 7 항에 있어서,
    가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브가 먼저 액추에이팅되는 방법.
  9. 제 7 항에 있어서,
    가장 낮은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브로 개시하고, 나머지 유압식 부하와 대응하는 압력 요건에 기초하여 순차적 오름 차순으로 진행하는 밸브를 순차적으로 액추에이팅하는 단계를 더 포함하는 방법.
  10. 제 1 항에 있어서,
    상기 제어 신호를 포뮬레이팅하는 단계는 상기 밸브가 폐쇄 위치 및 개방 위치에 배치되는 시간 기간을 규정하는 상기 디지털 밸브의 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하는 단계를 포함하는 방법.
  11. 제 10 항에 있어서,
    상기 복수의 유압식 부하의 각각과 대응하는 플로우 요건을 결정하는 단계; 및
    대응하는 유압식 부하의 플로우 요건을 생성하도록 계산된 상기 밸브의 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하는 단계를 더 포함하는 방법.
  12. 제 11 항에 있어서,
    제어 밸브 중 적어도 하나는 모든 유압식 부하의 총 플로우 요건이 가압된 유체의 이용 가능한 플로우보다 더 클 때 대응하는 유압식 부하의 플로우 요건보다 더 적게 생성하도록 결정되는 듀티 사이클을 할당하는 방법.
  13. 제 11 항에 있어서,
    상기 듀티 사이클은 상기 대응하는 유압식 부하의 플로우 요건에 기초하여 결정되는 방법.
  14. 제 10 항에 있어서,
    상기 디지털 밸브의 각각에 대한 듀티 사이클은 동작 사이클을 개시하기 전에 결정되는 방법.
  15. 제 14 항에 있어서,
    상기 디지털 밸브의 각각에 대한 듀티 사이클은 동작 사이클 전체에 걸쳐 유지되는 방법.
  16. 제 14 항에 있어서,
    각각의 밸브를 액추에이팅하기 전에 각각의 밸브에 대한 듀티 사이클을 추정하는 단계; 및
    대응하는 유압식 부하의 플로우 요건에 기초하여 상기 동작 사이클을 개시하기 전에 결정된 듀티 사이클을 수정하는 단계를 더 포함하는 방법.
  17. 유압 시스템으로서,
    각각 대응하는 유압식 부하에 유체 접속 가능하고, 상기 대응하는 유압식 부하를 압력원에 유체 접속하도록 동작 가능한 복수의 디지털 밸브; 및
    상기 복수의 디지털 밸브에 동작 가능하게 접속되는 디지털 제어기를 포함하는데, 상기 디지털 제어기는 우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하의 각각과 연관되도록 우선순위 레벨을 할당하고, 할당된 우선순위 레벨에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하도록 구성되며, 상기 디지털 제어기는 상기 밸브의 동작을 제어하기 위해 상기 제어 신호를 복수의 디지털 밸브로 송신하도록 동작 가능하고, 상기 디지털 제어기는 가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브로 개시하고, 나머지 유압식 부하와 대응하는 압력 요건에 기초하여 순차적 내림 차순으로 진행하는 밸브를 순차적으로 액추에이팅하도록 구성되는 유압 시스템.
  18. 제 17 항에 있어서,
    상기 제어 신호는 단일 동작 사이클 동안 단 1회 상기 디지털 밸브의 각각을 액추에이팅하도록 포뮬레이팅되는 유압 시스템.
  19. 제 18 항에 있어서,
    상기 제어 신호는 상기 각각의 밸브가 개방 위치 및 폐쇄 위치에 배치되는 각각의 동작 사이클 동안 시간의 기간을 규정하는 유압 시스템.
  20. 제 19 항에 있어서,
    각각의 밸브는 각각의 동작 사이클 동안 단 1회 개방되고 폐쇄되는 유압 시스템.
  21. 제 18 항에 있어서,
    상기 제어기는 연관된 유압식 부하의 할당된 우선순위 레벨에 기초하여 상기 밸브를 순차적으로 액추에이팅하도록 구성되는 유압 시스템.
  22. 제 21 항에 있어서,
    가장 높은 우선순위 레벨을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브가 먼저 액추에이팅되는 유압 시스템.
  23. 제 21 항에 있어서,
    상기 제어기는 유압식 부하와 대응하는 압력 요건에 기초하여 상기 우선순위 레벨을 할당하도록 구성되는 유압 시스템.
  24. 제 23 항에 있어서,
    가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브가 먼저 액추에이팅되는 유압 시스템.
  25. 제 23 항에 있어서,
    상기 제어기는 가장 낮은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브로 개시하고, 나머지 유압식 부하와 대응하는 압력 요건에 기초하여 순차적 오름 차순으로 진행하는 밸브를 순차적으로 액추에이팅하도록 구성되는 유압 시스템.
  26. 제 17 항에 있어서,
    상기 제어기는 상기 밸브가 폐쇄 위치 및 개방 위치에 배치되는 시간 기간을 규정하는 상기 디지털 밸브의 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하도록 구성되는 유압 시스템.
  27. 제 26 항에 있어서,
    상기 제어기는 상기 복수의 유압식 부하의 각각과 대응하는 플로우 요건을 결정하고, 대응하는 유압식 부하의 플로우 요건을 생성하도록 계산된 상기 밸브의 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하도록 구성되는 유압 시스템.
  28. 제 27 항에 있어서,
    제어 밸브 중 적어도 하나는 모든 유압식 부하의 총 플로우 요건이 가압된 유체의 이용 가능한 플로우보다 더 클 때 대응하는 유압식 부하의 플로우 요건보다 더 적게 생성하도록 결정되는 듀티 사이클을 할당하는 유압 시스템.
  29. 제 27 항에 있어서,
    상기 듀티 사이클은 대응하는 유압식 부하의 플로우 요건에 기초하여 결정되는 유압 시스템.
  30. 제 26 항에 있어서,
    상기 디지털 밸브의 각각에 대한 듀티 사이클은 동작 사이클을 개시하기 전에 결정되는 유압 시스템.
  31. 제 30 항에 있어서,
    상기 디지털 밸브의 각각에 대한 듀티 사이클은 동작 사이클 전체에 걸쳐 유지되는 유압 시스템.
  32. 제 30 항에 있어서,
    상기 제어기는 각각의 밸브를 액추에이팅하기 전에 각각의 밸브에 대한 듀티 사이클을 추정하고, 연관된 유압식 부하의 플로우 요건에 기초하여 동작 사이클을 개시하기 전에 결정된 듀티 사이클을 수정하도록 구성되는 유압 시스템.
  33. 삭제
  34. 삭제
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Families Citing this family (40)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2010045553A1 (en) * 2008-10-17 2010-04-22 Eaton Corporation Apparatus and method for actuating a control valve of a hydraulic system
DE102009008082B3 (de) * 2009-02-09 2010-06-02 Compact Dynamics Gmbh Bremsaggregat einer schlupfgeregelten Kraftfahrzeug-Bremsanlage mit einer Fluidfördereinrichtung
DE102009026606A1 (de) * 2009-05-29 2010-12-02 Metso Paper, Inc. Digitalyhydraulischer Regler
US10240785B2 (en) * 2010-01-28 2019-03-26 Noritz Corporation Driving method for solenoid valve, solenoid valve driving apparatus, and combustion apparatus including same
US8580693B2 (en) * 2010-08-27 2013-11-12 Applied Materials, Inc. Temperature enhanced electrostatic chucking in plasma processing apparatus
US8485943B2 (en) * 2011-02-17 2013-07-16 GM Global Technology Operations LLC Vehicle fluid pressure control
KR101036302B1 (ko) * 2011-02-24 2011-05-23 (주) 대진유압기계 유압펌프 무선제어시스템
US8857165B2 (en) * 2011-03-17 2014-10-14 Ford Global Technologies, Llc Method and system for prioritizing vehicle vacuum
US8754720B2 (en) 2011-08-03 2014-06-17 Mi Yan Two-stage pulse signal controller
CN104204554B (zh) * 2012-01-18 2017-03-22 费斯托股份有限两合公司 用于配置流体控制单元的方法、计算机程序产品以及流体系统
CA2768019A1 (en) * 2012-02-15 2013-08-15 Wave Control Systems Ltd. Method and apparatus for continuous online monitoring of a pulsating pump
EP2820313B1 (en) 2012-02-28 2018-01-10 Eaton Corporation Digital hydraulic transformer and method for recovering energy and leveling hydraulic system loads
US9193046B2 (en) * 2012-08-03 2015-11-24 Spx Flow, Inc. Auto cycle pump and method of operation
DE102014206043B4 (de) * 2014-03-31 2021-08-12 Mtu Friedrichshafen Gmbh Verfahren zum Betreiben eines Systems für einen thermodynamischen Kreisprozess mit einem mehrflutigen Verdampfer, Steuereinrichtung für ein System, System für einen thermodynamischen Kreisprozess mit einem mehrflutigen Verdampfer, und Anordnung einer Brennkraftmaschine und eines Systems
US9879700B1 (en) 2014-07-22 2018-01-30 Boston Dynamics, Inc. Robotic hydraulic system
JP6406574B2 (ja) * 2014-09-08 2018-10-17 日本電産トーソク株式会社 電磁弁制御装置、コントロールバルブ装置、および電磁弁制御方法
CN104728208A (zh) * 2015-03-17 2015-06-24 西南石油大学 一种大功率液力驱动压裂泵泵站系统
US11078934B2 (en) * 2015-08-25 2021-08-03 Artemis Intelligent Power Limited Measurement and use of hydraulic stiffness properties of hydraulic apparatus
CN108138816B (zh) * 2015-10-14 2020-03-03 日本电产东测有限公司 油振诊断装置以及油振诊断方法
JP6869981B2 (ja) 2015-11-17 2021-05-12 トランスオーシャン イノベーション ラブス リミテッド 油圧作動式デバイスを作動させるための信頼性査定可能システムおよび関連方法
DE102016206287A1 (de) * 2016-04-14 2017-10-19 Mahle International Gmbh Verfahren zur Regelung eines Druckes in einem Kurbelgehäuse
US10544783B2 (en) 2016-11-14 2020-01-28 I-Jack Technologies Incorporated Gas compressor and system and method for gas compressing
US10259493B2 (en) * 2016-12-09 2019-04-16 Caterpillar Inc. Emergency steering pump system for a machine
WO2018137014A1 (pt) * 2017-01-27 2018-08-02 Caramona Empreendimentos E Participações Ltda Sistema hidráulico ou pneumático
CA3056245A1 (en) * 2017-03-22 2018-09-27 Jonathan BALLESTEROS Low-flow fluid delivery system and low-flow devices therefor
CA2999317A1 (en) * 2017-03-29 2018-09-29 Coach Truck & Tractor Llc Hydraulic supply systems
US10705554B2 (en) 2017-04-28 2020-07-07 Graco Minnesota Inc. Solenoid valve for a portable hydraulic power unit
US10701857B2 (en) 2018-03-26 2020-07-07 Deere & Company Using a small diameter exit hose to improve delivery of liquid through a valve on a nutrient or chemical application system of an agricultural machine
US11154891B2 (en) 2018-03-26 2021-10-26 Deere & Company Using an accumulator to improve delivery of liquid through a valve on an agricultural machine
JP7323117B2 (ja) * 2019-03-04 2023-08-08 株式会社クボタ 作物収穫機
US11977056B2 (en) * 2019-07-09 2024-05-07 Shimadzu Corporation Liquid delivery pump and liquid chromatograph
USD977426S1 (en) 2019-12-13 2023-02-07 Graco Minnesota Inc. Hydraulic power pack
CA3074365A1 (en) 2020-02-28 2021-08-28 I-Jack Technologies Incorporated Multi-phase fluid pump system
DE102020205341A1 (de) * 2020-04-28 2021-10-28 Robert Bosch Gesellschaft mit beschränkter Haftung Ventilbaugruppe für eine Reservepumpe einer Fahrzeuglenkung
US11519403B1 (en) 2021-09-23 2022-12-06 I-Jack Technologies Incorporated Compressor for pumping fluid having check valves aligned with fluid ports
EP4224019A1 (en) 2022-02-07 2023-08-09 Danfoss Scotland Limited Hydraulic apparatus and method for a vehicle
CN114165635B (zh) * 2022-02-11 2022-04-12 中国空气动力研究与发展中心低速空气动力研究所 一种数字阀的异步控制方法
CN115076442B (zh) * 2022-06-15 2024-09-03 江苏恒立液压科技有限公司 电液比例伺服驱动器的驱动电路
CN116292466B (zh) * 2022-12-26 2024-08-02 长沙亿美博智能科技有限公司 一种数液流量匹配系统及控制方法
US20240359730A1 (en) * 2023-04-27 2024-10-31 Deere & Company Apparatus for operating a load-controlled hydraulic supply of an agricultural tractor

Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20070199440A1 (en) * 2006-02-28 2007-08-30 Agco Gmbh Hydraulic System For Utility Vehicles, In Particular Agricultural Tractors

Family Cites Families (31)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1801137A1 (de) * 1968-10-04 1970-04-16 Bosch Gmbh Robert Hydraulikanlage mit einer verstellbaren Pumpe
DE2345845A1 (de) * 1973-09-12 1975-03-20 Bosch Gmbh Robert Einrichtung zum steuern eines hydrozylinders
JPS6056890B2 (ja) 1978-09-19 1985-12-12 日産自動車株式会社 タ−ボチヤ−ジヤ付内燃機関のブロ−バイガス処理装置
JPS60149501U (ja) * 1984-03-16 1985-10-04 日産自動車株式会社 エアサ−ボ装置
GB8525835D0 (en) * 1985-10-19 1985-11-20 Rolls Royce Motors Ltd Reciprocating i c engines
EP0235545B1 (en) * 1986-01-25 1990-09-12 Hitachi Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic drive system
GB8608194D0 (en) * 1986-04-03 1986-05-08 Massey Ferguson Services Nv Valve control system
IT212303Z2 (it) 1987-08-04 1989-07-04 Fiat Auto Spa Dispositivo di controllo per il mantenimento in depressione dell in terno di un basamento di un motore a combustione interna
DE3834201A1 (de) 1988-04-22 1989-11-02 Rexroth Mannesmann Gmbh Anordnung zum zufuehren von druckmittel zu hydraulischen verbrauchern
JP3136541B2 (ja) 1991-03-19 2001-02-19 ヤマハ発動機株式会社 内燃機関のブローバイガス処理装置
JPH05106608A (ja) * 1991-10-11 1993-04-27 Kayaba Ind Co Ltd 建設車両の制御回路
JPH0694007A (ja) * 1992-09-08 1994-04-05 Komatsu Ltd 油圧駆動機械の制御装置
US5829335A (en) * 1993-05-11 1998-11-03 Mannesmann Rexroth Gmbh Control for hydraulic drive or actuator
JP2987307B2 (ja) * 1995-04-17 1999-12-06 株式会社クボタ 作動油の流量制御装置
DE19709910C2 (de) 1997-03-11 1999-05-20 Daimler Chrysler Ag Kurbelgehäuseentlüftung für eine Brennkraftmaschine
DE19836843A1 (de) * 1998-08-14 2000-02-17 Schloemann Siemag Ag Vorrichtung zum hydraulischen Anstellen der Rollen von Strangführungssegmenten einer Stranggießanlage
SE521802C2 (sv) 1999-04-08 2003-12-09 Volvo Personvagnar Ab Vevhusventilation i en överladdad förbränningsmotor
US6354084B1 (en) * 1999-08-20 2002-03-12 Cummins Engine Company, Inc. Exhaust gas recirculation system for a turbocharged internal combustion engine
WO2001031205A1 (en) * 1999-10-27 2001-05-03 Tol-O-Matic, Inc. Precision servo control system for a pneumatic actuator
EP1366272B1 (de) * 2001-03-07 2006-05-10 Hengst GmbH & Co. KG Einrichtung für die entlüftung des kurbelgehäuses einer brennkraftmaschine
DE20118388U1 (de) 2001-11-13 2003-03-27 Hengst GmbH & Co.KG, 48147 Münster Einrichtung für die Kurbelgehäuse-Entlüftung einer Brennkraftmaschine
EP1327753B1 (en) 2001-12-24 2004-10-13 Visteon Global Technologies, Inc. Crank case ventilation system
US7278259B2 (en) * 2002-08-23 2007-10-09 Donaldson Company, Inc. Apparatus for emissions control, system, and methods
US7155909B2 (en) * 2003-05-15 2007-01-02 Kobelco Construction Machinery Co., Ltd. Hydraulic controller for working machine
US6892715B2 (en) 2003-07-03 2005-05-17 Cummins, Inc. Crankcase ventilation system
US7185634B2 (en) 2004-03-25 2007-03-06 Sturman Industries, Inc. High efficiency, high pressure fixed displacement pump systems and methods
US7281532B2 (en) * 2005-03-01 2007-10-16 Honda Motor Co., Ltd. Blow-by gas and purge gas treating device in intake valve lift variable engine
CN100464036C (zh) * 2005-03-28 2009-02-25 广西柳工机械股份有限公司 用于液压挖掘机工作装置的轨迹控制系统及方法
US20070071609A1 (en) * 2005-09-26 2007-03-29 Sturman Industries, Inc. Digital pump with multiple outlets
GB2449199B (en) * 2006-05-15 2011-03-02 Komatsu Mfg Co Ltd Hydraulic traveling vehicle
JP5106608B2 (ja) 2010-09-29 2012-12-26 株式会社東芝 読み上げ支援装置、方法、およびプログラム

Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20070199440A1 (en) * 2006-02-28 2007-08-30 Agco Gmbh Hydraulic System For Utility Vehicles, In Particular Agricultural Tractors

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