調圧装置
【課題】動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存しない、僅かな制御操作力で所望の任意の出力油圧値を出力可能な調圧装置を提供する。
【解決手段】供給油圧を任意の出力油圧に変換する静圧変換調圧機構と、出力油の出入り挙動に伴って静圧変換調圧機構の変換比制御部材に発生する移動力と対抗する方向の油圧推力を発生する油圧推力発生機構要素と、出力油の出入り挙動と連動して供給油圧を多段階の制御油圧に静圧変換する多段油圧比変換機構と、多段油圧比変換機構の多段階の制御油圧を油圧推力発生機構要素に導いておくことで、変換比制御部材に発生する移動力変動を相殺するための油圧回路とを備える。
【解決手段】供給油圧を任意の出力油圧に変換する静圧変換調圧機構と、出力油の出入り挙動に伴って静圧変換調圧機構の変換比制御部材に発生する移動力と対抗する方向の油圧推力を発生する油圧推力発生機構要素と、出力油の出入り挙動と連動して供給油圧を多段階の制御油圧に静圧変換する多段油圧比変換機構と、多段油圧比変換機構の多段階の制御油圧を油圧推力発生機構要素に導いておくことで、変換比制御部材に発生する移動力変動を相殺するための油圧回路とを備える。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、供給油圧を任意の出力油圧に変換するための調圧装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
様々な機械装置に用いられるアクチュエータとして、比較的小さなサイズで大きな推力が得られる油圧アクチュエータが多用されているが、その油圧アクチュエータの油圧推力を制御するには、油圧アクチュエータへの供給油圧を可変制御する必要がある。
【０００３】
このような油圧アクチュエータへの供給油圧の制御方法として最も一般的なのは、動力駆動油圧ポンプからの吐出油をオイルタンクに戻す循環回路中に、位置制御部材と負荷部材との相対変位量に応じて作動油の流路面積が変化する所謂スプール弁を挿入し、吐出側と戻り側との流路面積比の変化によって生ずるオリフィス差圧効果を出力油圧値として用いる方法が最も一般的である（例えば特許文献１等参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００８−１８８４６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
油圧アクチュエータへの供給油圧（以下出力油圧という）の制御方法として、上記の動力駆動油圧ポンプ及びスプール弁を用いた制御方法は、制御に要する操作力が極めて小さく、僅かな相対変位によって敏感に出力油圧を変化させることができるので重用されている。しかし、この方法の原理上、一定の出力油圧を維持するには、その出力油圧値に動力駆動油圧ポンプの単位吐出量を乗じた値に相当する油圧ポンプ駆動負荷を負って動力駆動油圧ポンプを駆動し続けねばならない。そのため、例えば、油圧アクチュエータの負荷荷重に対して負荷部材を一定位置に保持しているような状況下でも、大きなエネルギー消費を伴い続けるという宿命的問題がある。
【０００６】
このような、負荷部材を一定位置に保持しているような状況というのは、油圧アクチュエータの出力として一定の油圧推力を発揮し続けてはいるものの、その負荷部材の移動変位がない状況である。力と変位量を乗じた値で定義される出力エネルギーはゼロの状態であるにも拘らず、油圧ポンプ駆動の大きなエネルギー消費を必要とするのは、エネルギー効率の観点で、極めて不合理であると言わざるを得ない。
【０００７】
この問題に関し、油圧供給源として、動力駆動油圧ポンプに依存するのではなく、例えば、封入ガス圧縮型のアキュームレータ等の出力油圧を用いてやれば、エネルギー消費を伴わずに油圧供給状態を維持できるので、画期的に装置のエネルギー効率を上げることが可能になると考えられる。しかし、その場合の出力油圧は、動力駆動油圧ポンプ及びスプール弁を用いた方法のような、流体の動的差圧発生原理によるものではなく、圧力の静的伝播原理によるものなので、その出力油圧の制御方法として、スプール弁のような動的差圧発生機構に依存することができない。
【０００８】
このような圧力の静的伝播構造において、出力油圧を可変制御する方法としては、油圧供給源からの供給油圧を所望の出力油圧に変換する静的油圧比変換機構が必要になる。
【０００９】
このような静的油圧比変換機構として、図１２に示すように、油圧供給源８１からの供給油圧Ｐを受けて推力を発生する油圧ピストン機構８２の推力、及び、出力負荷油圧を受けて推力を発生する別の油圧ピストン機構（図示せず）の推力を各々、揺動支点８３周りに揺動可能に支持された共通の揺動部材８４に作用させ、それにより揺動部材８４に生じる両油圧ピストン機構の油圧推力モーメントの釣り合い関係で両油圧ピストン機構の油圧推力比が決まることを利用して、可動部材（スライダ）８５によって揺動部材８４に対して油圧推力を作用させる揺動支点８３からの位置を可変構造として、両油圧ピストン機構のモーメント半径比を制御することで、連続的に任意の変換比の出力油圧を得る力比変換機構（静的油圧比変換機構）８０が知られている。
【００１０】
ちなみに、可変容量プランジャポンプとして多用されている斜板式や斜軸式の油圧ポンプ等における容量比可変機構も回転機械としての応用形態であって、要素原理は力比変換機構と同じ範疇である。
【００１１】
この静的油圧比変換機構８０の原理によれば、連続的に任意の変換比の出力油圧を得ることが可能になるのであるが、この機構原理上、負荷部材８６の移動変位によって力比変換レバーとしての揺動部材８４が揺動支点８３周りに角変位し（回動し）、その揺動部材８４の傾き角θによって、負荷荷重や油圧推力Ｆ０の角分力Ｆｃが発生し、その角分力Ｆｃが制御対象である有効レバー半径を変えるための可動部材８５に作用する。そのため、この制御意思とは無関係の移動変位に依存した角分力Ｆｃが、狙いの制御に対する外乱となって、安定した制御が困難になる問題がある（図１２（ｂ）参照）。
【００１２】
このため、この制御に当っては、その外乱分力を上回る制御力が必要になるのであるが、この外乱分力は揺動部材８４の角変位による角分力であるので、この角分力を小さく抑えるには、揺動部材８４の角変位量を小さな範囲に抑える必要がある。
【００１３】
この揺動部材８４の角変位量θは、負荷部材８６の基準位置からの移動量をδとし、揺動部材８４の揺動支点８３から負荷部材８６までの距離（レバー半径）をＲとすると、θ＝ｓｉｎ-1（δ／Ｒ）であり、制御外乱となる角分力Ｆｃの大きさは、可動部材８５に作用させる荷重をＦ０とすると、Ｆｃ＝Ｆ０×ｓｉｎθである。そのため、油圧アクチュエータの動作能力として、必要な負荷荷重容量を確保して負荷部材８６の移動限界量を大きく採ろうとすると、レバー半径Ｒの値を極めて大きく設定しない限り、かなり大きな角分力の発生が避けられない。
【００１４】
ちなみに、揺動部材８４の角変位量θが３０°でも、制御外乱となる角分力Ｆｃの大きさは、可動部材８５に作用させる荷重Ｆ０の１／２にも達する。
【００１５】
このため、必要な負荷荷重容量と動作ストローク量を確保して実用レベルのサイズに装置を設計した場合、実際上は角分力が極めて大きくなり、その角分力を上回る制御力が必要になる。そのため、結局、この制御力を確保するための動力駆動油圧ポンプが必要になって、制御動作におけるエネルギー消費問題が、この方式でも付き纏う。
【００１６】
なお、このような揺動レバー型以外の静的油圧比変換機構として、本発明者が開発中の特性可変油圧バネシステムを応用しても、同様の静的油圧比変換機構を形成できる。
【００１７】
本発明者が開発中の特性可変油圧バネシステムは、可動部材に一方の揺動支点を持ち、可動部材の移動軸線に角度を持って交差する軸線上にもう一方の揺動支点を持つ揺動ピストン機構に供給油圧を作用させることで、可動部材の移動によって揺動ピストン機構が発揮する油圧推力の可動部材の移動軸線方向の角分力の大きさを比例的に変化させる原理で、可動部材の移動量に比例した移動軸線方向の角分力変化特性を得てバネ特性を発揮させるもので、供給油圧作用時の揺動ピストン機構の油圧推力特性として、支点間収縮力となるピストン構造を与えた場合には正のバネ定数特性が得られ、支点間伸張力となるピストン構造を与えた場合には負のバネ定数特性が得られるものである。
【００１８】
この原理を応用し、図１を参照して、出力油圧ピストン機構９に接続された可動部材（出力変換部材１１）の移動軸線上を移動可能な別の可動部材（変換比制御部材５）を設け、出力変換部材１１と固定部材１０との間に、出力変換部材１１の移動軸線Ｃに角度を持って交差する揺動ピストン機構３５を設置することで、出力変換部材１１の変位量によって移動軸線方向の作用力が比例的に変化する第一油圧バネ１２を設けると共に、出力変換部材１１と変換比制御部材５との間に同様の揺動ピストン機構３９を設置することで、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対変位量によって移動軸線方向の作用力が比例的に変化する第二油圧バネ１３を設けると共に、変換比制御部材５と固定部材１０との間に、変換比制御部材５の移動軸線Ｃに角度を持って交差する揺動ピストン機構４５を設置することで、変換比制御部材５の変位量によって移動軸線方向の作用力が比例的に変化する第三油圧バネ１４を設け、第一油圧バネ１２及び第三油圧バネ１４のバネ定数特性を、第二油圧バネ１３のバネ定数特性に対して、絶対値が等しく、正負が逆の関係に設定してやる。
【００１９】
このような構成において、出力変換部材１１が移動しない状態で、変換比制御部材５を移動させると、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対変位量は変換比制御部材５の移動量そのものになる。出力変換部材１１と変換比制御部材５との間に設置された第二油圧バネ１３のバネ反力の変化量と、変換比制御部材５と固定部材１０との間に設置された第三油圧バネ１４のバネ反力の変化量との関係は、絶対値が等しく、正負が逆の関係になるので、変換比制御部材５に作用する二つの油圧バネ（第二油圧バネ１３、第三油圧バネ１４）のバネ反力の変化量が互いに相殺して作用力に変化が生じないのに対し、出力変換部材１１には、第二油圧バネ１３のバネ反力の変化量のみがそのまま作用することになる。そのため、その第二油圧バネ１３のバネ反力変化量を出力油圧ピストン機構９の受圧面積で除した油圧変化が出力油圧に生じるから、一定の供給油圧に対して、変換比制御部材５を移動させる操作によって、出力油圧が連続的に変化することになる。
【００２０】
逆に、変換比制御部材５が移動しない状態で、出力変換部材１１が移動した場合には、出力変換部材１１と変換比制御部材５との間の相対変位量は出力変換部材１１の移動量そのものになる。出力変換部材１１と固定部材１０との間に設置された第一油圧バネ１２のバネ反力の変化量と、出力変換部材１１と変換比制御部材５との間に設置された第二油圧バネ１３のバネ反力の変化量との関係も、絶対値が等しく、正負が逆の関係になるので、出力変換部材１１に作用する二つの油圧バネ（第一油圧バネ１２、第二油圧バネ１３）のバネ反力の変化量が互いに相殺して作用力に変化が生じない。そのため、出力油圧は出力変換部材１１の移動量の影響を受けない関係になるから、変換比制御部材５の移動操作によって、一定の供給油圧に対する出力油圧を連続的に変化させる油圧比変換機能を得ることができる。
【００２１】
しかし、この方式の静的油圧比変換機構４の場合においても、出力変換部材１１の移動量に拘らず、変換比制御部材５の移動操作量に応じた油圧比変換機能が得られる反面、出力変換部材１１の移動量に応じた推力変動が変換比制御部材５に作用するので、揺動レバー型の静的油圧比変換機構８０と同様に、出力側変位（出力変換部材１１の変位）が変換比制御部材５に推力変動を与えて制御外乱となる問題が付き纏い、安定した油圧比制御を実行するには、その外乱推力変動を上回る制御力が必要になって、その制御力を確保するための動力駆動油圧ポンプが必要になるという問題は変わらない。
【００２２】
以上のように、一定の供給油圧を所望の出力油圧に連続的に変化させる方法の場合、その機構の形態の如何を問わず、出力側変位が変換比制御部材に対して大きな推力変動外乱を与える宿命を負っていることから、このような静的油圧比変換機構では、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存せずに調圧制御することは極めて困難であった。
【００２３】
このような調圧制御に関わる問題に対する打開策として、本発明者は多段油圧比変換機構を別途開発中である。
【００２４】
本発明者が開発中の多段油圧比変換機構６は、図１を参照して、エネルギーを圧力の形で貯留し、一定の油圧を出力する定圧アキュームレータの出力油圧を油圧供給源３とし、定圧アキュムレータの一定の供給油圧に対して、油圧プランジャ素子５８、５９相互間の受圧面積比に依存した静圧推力バランスに基いて油圧比を多段階に変化させる原理の、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存しない調圧手段を実現した優れた発明である。しかし、この多段油圧比変換機構６による調圧機能は、あくまでも供給油圧に対する出力油圧を段階的に変化させる多段調圧機能であるので、その調圧制御段数を増すことによって、ほぼ所望の値に近い出力油圧が得られるようになるものの、その油圧比の多段変化の段間において発生する若干の出力偏差により、連続的な負荷変動に対して全域に渡って完全な釣り合い状態となる出力油圧を保証することはできないという難点がある。
【００２５】
そこで、本発明の目的は、連続的に変動する負荷荷重値を油圧推力で釣り合い支持するような機構や装置等において求められる、油圧推力の連続的な調整ニーズに対し、従来の、動力駆動油圧ポンプの連続駆動による吐出油圧に依存した調圧装置に付き纏う制御エネルギー消費の問題を解決し、動力駆動油圧ポンプの連続駆動を必要としない極めて僅かな制御力で制御可能な調圧装置を実現することで、各種油圧作動装置のエネルギー効率を飛躍的に向上させることである。
【００２６】
即ち、本発明の目的は、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存しない、僅かな制御操作力で所望の任意の出力油圧を出力可能な調圧装置を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００２７】
上記目的を達成するために、本発明は、供給油圧を任意の出力油圧に変換する静圧変換調圧機構と、出力油の出入り挙動に伴って上記静圧変換調圧機構の変換比制御部材に発生する移動力と対抗する方向の油圧推力を発生する油圧推力発生機構要素と、出力油の出入り挙動と連動して供給油圧を多段階の制御油圧に静圧変換する多段油圧比変換機構と、該多段油圧比変換機構の多段階の制御油圧を上記油圧推力発生機構要素に導いておくことで、上記変換比制御部材に発生する移動力変動を相殺するための油圧回路とを備えたものである。
【００２８】
即ち、本発明の原理のポイントは、油圧推力制御方法として、一定の供給油圧値を所望の任意の出力油圧値に連続的に変換可能な連続的な静的油圧比変換機構で調圧する方法を基本とする中で、連続的な静的油圧比変換機構の原理的宿命である、出力変換部材の変位に伴う制御推力変動問題に対し、出力変換部材のストローク変位に基いて多段油圧比変換機構を作動させることで、出力変換部材のストローク変位に伴う制御推力変動を相殺する方向の油圧推力の多段変化を変換比制御部材に与え、大きなストローク領域全域における制御推力変動を極めて小さな値以内に抑制する原理にあり、本発明は、アナログ的（連続的）な静的油圧比変換機構とディジタル的（段階的）な多段油圧比変換機構とのハイブリッド調圧構造によって、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存しない、僅かな制御操作力で所望の任意の油圧値を出力可能な調圧装置を提供するものである。
【発明の効果】
【００２９】
本発明によれば、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存しない、僅かな制御操作力で所望の任意の出力油圧を出力可能な調圧装置を提供することができるという優れた効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【００３０】
【図１】図１は、本発明の一実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図２】図２は、本発明の一実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図３】図３は、本発明の一実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図４】図４は、第一バネ要素のバネ定数特性を示す図である。
【図５】図５は、第二バネ要素のバネ定数特性を示す図である。
【図６】図６は、第三バネ要素のバネ定数特性を示す図である。
【図７】図７は、多段油圧比変換機構の制御油圧推力特性を示す図である。
【図８】図８は、変換比制御部材に作用する推力を説明するための図である。
【図９】図９は、別の実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図１０】図１０は、別の実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図１１】図１１は、別の実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図１２】図１２（ａ）及び（ｂ）は、揺動レバー型の静圧変換調圧機構の概略図である。
【発明を実施するための形態】
【００３１】
以下、本発明の好適な実施形態を添付図面に基づいて詳述する。
【００３２】
図１に示すように、本実施形態に係る調圧装置１は、油圧供給源３と、供給油圧を任意の出力油圧に変換する静圧変換調圧機構４と、出力油の出入り挙動に伴って静圧変換調圧機構４の変換比制御部材５に発生する変換比制御方向移動力と対抗する方向の油圧推力を発生する油圧推力発生機構要素８と、出力油の出入り挙動と連動して供給油圧を多段階の制御油圧に静圧変換する多段油圧比変換機構６と、多段油圧比変換機構６の多段階の制御油圧を上記油圧推力発生機構要素８に導いておくことで、変換比制御部材５に発生する変換比制御方向移動力変動を相殺するための油圧回路７とを備える。
【００３３】
本実施形態では、上記の油圧供給源３として、エネルギー貯蔵効率の良い封入ガス圧縮型の定圧アキュムレータをエネルギー貯蔵源とする定圧アキュムレータシステムを用いている。この定圧アキュムレータシステムは、出力油圧として一定の供給油圧Ｐ０を出力するものである。
【００３４】
本実施形態の静圧変換調圧機構４は、供給油圧Ｐ０を受けて一定の基準油圧推力を発生する基準推力油圧ピストン機構（本実施形態では油圧推力発生機構要素として用いている）８と、基準推力油圧ピストン機構８に対して対向設置され、基準推力油圧ピストン機構８の基準油圧推力を出力油圧に変換する出力油圧ピストン機構９と、基準推力油圧ピストン機構８と出力油圧ピストン機構９との間に設置され且つ固定部材１０に対してストローク運動可能に設けられる出力変換部材１１と、入力要素である基準推力油圧ピストン機構８の基準油圧推力に増減変化を加えるために、出力変換部材１１の移動方向に沿ってストローク運動可能に設けられる変換比制御部材５と、出力変換部材１１と固定部材１０との間に介設される第一バネ要素１２と、出力変換部材１１と変換比制御部材５との間に介設され、第一バネ要素１２のバネ定数とは正負が逆の関係のバネ定数をもつ第二バネ要素１３と、変換比制御部材５と固定部材１０との間に介設され、第二バネ要素１３のバネ定数とは正負が逆の関係のバネ定数をもつ第三バネ要素１４とを有する。
【００３５】
本実施形態の基準推力油圧ピストン機構８は、固定部材１０に接続されたシリンダ１５と、シリンダ１５内に摺動可能に収容されたピストン１６とを有する。本実施形態では、ピストン１６はロッド１７を介して変換比制御部材５に接続されている。また、ピストン１６はシリンダ１５内を変換比制御部材５側の変換比制御部材側油室１８と反対側の対向油室１９とに区画している。変換比制御部材側油室１８は後述する多段油圧比変換機構６の出力側油室２０に導通され、対向油室１９は油圧供給源３に連なる油圧供給回路２１に導通される。基準推力油圧ピストン機構８は、対向油室１９に供給される油圧供給源３からの供給油圧Ｐ０を受けて一定の基準油圧推力を発生すると共に、変換比制御部材側油室１８に供給される多段油圧比変換機構６からの多段変化の制御油圧を受けて制御推力を発生するものであり、それら基準推力と制御推力との差圧推力が変換比制御部材５に作用することとなる。
【００３６】
本実施形態の出力油圧ピストン機構９は、固定部材１０に接続されたシリンダ２２と、シリンダ２２内に摺動可能に収容されたピストン２３とを有する。本実施形態では、ピストン２３はロッド２４を介して出力変換部材１１に接続されている。また、ピストン２３はシリンダ２２内を出力変換部材１１側の出力変換部材側油室２５と反対側の対向油室２６とに区画している。出力変換部材側油室２５は後述する変位増幅油圧ピストン機構２７の第一油室２８に導通され、対向油室２６は出力機器２９に導通される。
【００３７】
ここで、本実施形態では、変位増幅油圧ピストン機構２７を設置している。この変位増幅油圧ピストン機構２７は、固定系に接続されたシリンダ３０と、シリンダ３０内に往復運動可能に収容されたピストン３１と、ピストン３１に接続されたロッド３２とから構成されている。ピストン３１は、第一油室２８と反対側の第二油室３３とに区画している。第一油室２８は出力油圧ピストン機構９の出力変換部材側油室２５に導通され、第二油室３３は油圧供給回路２１に導通される。本実施形態では、ロッド３２に出力変位感応弁セット３４が接続されている。このような構成により、変位増幅油圧ピストン機構２７のピストン３１の変位によって出力変換部材１１の変位を検出でき、変位増幅油圧ピストン機構２７で検出した出力変換部材１１の変位に応じて、ロッド３２を介して出力変位感応弁セット３４を駆動するようにしている。
【００３８】
本実施形態の第一油圧バネ１２は、図１に示す基準位相において、所定の傾斜角度θ１で対向設置される一対の第一揺動ピストン機構３５を有する第一揺動ピストン機構セットから構成されている。各第一揺動ピストン機構３５は、固定部材１０に設けられた支点に回動可能に接続された有底筒状のシリンダ３６と、出力変換部材１１に設けられた支点に回動可能に接続されたピストン３７とから構成されている。本実施形態では、ピストン３７はシリンダ３６に摺動可能に装着されている。また、ピストン３７の頂部とシリンダ３６の底部との間に油室３８が区画形成されており、油室３８は油圧供給回路２１に接続されている。
【００３９】
第一揺動ピストン機構セット（第一バネ要素１２）は、各第一揺動ピストン機構３５の油室３８に一定の供給油圧を常時作用させることで生じる油圧推力Ｆａ１、Ｆａ２の角分力Ｆａｘ１、Ｆａｘ２が出力変換部材１１に作用する油圧推力となる原理である。各第一揺動ピストン機構３５が、図１に示す基準位相において、各々傾斜角度θ１の対向状態で設置されるので、図１に示す基準位相においては、各第一揺動ピストン機構３５の角分力Ｆａｘ１、Ｆａｘ２同士が相殺し合い、出力変換部材１１に作用する油圧推力Ｆａｘ（＝Ｆａｘ１＋Ｆａｘ２）はゼロである。図１に示す基準位相から、出力変換部材１１の移動変位量が変化することによって、各第一揺動ピストン機構３５の傾斜角度θ１の対称性が崩れて角分力Ｆａｘ１、Ｆａｘ２に偏差が生じることで（図３参照）、第一揺動ピストン機構セット（第一バネ要素１２）は、出力変換部材１１の移動変位量に応じて推力値が変化する特性を発揮する。各第一揺動ピストン機構３５による油圧推力Ｆａ１、Ｆａ２は支点間伸長方向の推力となるので、第一揺動ピストン機構セット（第一バネ要素１２）は、出力変換部材１１の移動変位量の増大（図１中右方向への移動）に伴って反力が減少する負のバネ定数をもつことになる（図４参照）。
【００４０】
また、本実施形態では、第一揺動ピストン機構セットを複数備え、それら第一揺動ピストン機構セットを、出力変換部材１１の移動方向と直交する方向の角分力Ｆａｙ１、Ｆａｙ２が互いに相殺されるように配置している。図１では、第一揺動ピストン機構セットを、出力変換部材１１の移動軸線Ｃを挟んで対称となるように一対配置している。
【００４１】
本実施形態の第二油圧バネ１３は、第一バネ要素１２のバネ定数とは正負が逆の関係の正のバネ定数をもち、且つ、そのバネ定数の絶対値が第一バネ要素１２のバネ定数の絶対値と略等しくなるように設定されたものである。
【００４２】
本実施形態の第二油圧バネ１３は、図１に示す基準位相において、所定の傾斜角度θ２で対向設置される一対の第二揺動ピストン機構３９を有する第二揺動ピストン機構セットから構成されている。各第二揺動ピストン機構３９は、変換比制御部材５に設けられた支点に回動可能に接続されたシリンダ４０と、シリンダ４０内に往復運動可能に収容されたピストン４１と、一端がピストン４１に接続され他端が出力変換部材１１に設けられた支点に回動可能に接続されたロッド４２とから構成されている。ピストン４１は、シリンダ４０内をロッド４２側のロッド側油室４３と反対側の気室４４とに区画している。ロッド側油室４３は油圧供給回路２１に接続され、気室４４はシリンダ４０に設けた開口を通じて大気開放されている。
【００４３】
第二揺動ピストン機構セット（第二バネ要素１３）は、各第二揺動ピストン機構３９のロッド側油室４３に一定の供給油圧Ｐ０を常時作用させることで生じる油圧推力Ｆｂ１、Ｆｂ２の角分力Ｆｂｘ１、Ｆｂｘ２が出力変換部材１１及び変換比制御部材５に作用する油圧推力となる原理である。各第二揺動ピストン機構３９が、図１に示す基準位相において、各々傾斜角度θ２の対向状態で設置されるので、図１に示す基準位相においては、各第二揺動ピストン機構３９の角分力Ｆｂｘ１、Ｆｂｘ２同士が相殺し合い、出力変換部材１１及び変換比制御部材５に作用する油圧推力Ｆｂｘ（＝Ｆｂｘ１＋Ｆｂｘ２）はゼロである。図１に示す基準位相から、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対移動変位量が変化することによって、各第二揺動ピストン機構３９の傾斜角度θ２の対称性が崩れて角分力Ｆｂｘ１、Ｆｂｘ２に偏差が生じることで（図２参照）、第二揺動ピストン機構セット（第二バネ要素１３）は、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対移動変位量に応じて推力値が変化する特性を発揮する。各第二揺動ピストン機構３９による油圧推力Ｆｂ１、Ｆｂ２は支点間収縮方向の推力となるので、第二揺動ピストン機構セット（第二バネ要素１３）は、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対移動変位量の増大（図１中右方向への移動）に伴って反力が増加する正のバネ定数をもつことになる（図５参照）。
【００４４】
また、本実施形態では、第二揺動ピストン機構セットを複数備え、それら第二揺動ピストン機構セットを、出力変換部材１１の移動方向と直交する方向の角分力Ｆｂｙ１、Ｆｂｙ２が互いに相殺されるように配置している。図１では、第二揺動ピストン機構セットを、出力変換部材１１の移動軸線Ｃを挟んで対称となるように一対配置している。
【００４５】
本実施形態の第三油圧バネ１４は、第二バネ要素１３のバネ定数とは正負が逆の関係の負のバネ定数をもち、且つ、そのバネ定数の絶対値が第二バネ要素１３のバネ定数の絶対値と略等しくなるように設定されたものである。
【００４６】
本実施形態の第三油圧バネ１４は、図１に示す基準位相において、所定の傾斜角度θ３で対向設置される一対の第三揺動ピストン機構４５を有する第三揺動ピストン機構セットから構成されている。各第三揺動ピストン機構４５は、固定部材１０に設けられた支点に回動可能に接続された有底筒状のシリンダ４６と、変換比制御部材５に設けられた支点に回動可能に接続されたピストン４７とから構成されている。本実施形態では、ピストン４７はシリンダ４６に摺動可能に装着されている。また、ピストン４７の頂部とシリンダ４６の底部との間に油室４８が区画形成されており、油室４８は油圧供給回路２１に接続されている。
【００４７】
第三揺動ピストン機構セット（第三バネ要素１４）は、各第三揺動ピストン機構４５の油室４８に一定の供給油圧Ｐ０を常時作用させることで生じる油圧推力Ｆｃ１、Ｆｃ２の角分力Ｆｃｘ１、Ｆｃｘ２が出力変換部材１１に作用する油圧推力となる原理である。各第三揺動ピストン機構４５が、図１に示す基準位相において、各々傾斜角度θ３の対向状態で設置されるので、図１に示す基準位相においては、各第三揺動ピストン機構４５の角分力Ｆｃｘ１、Ｆｃｘ２同士が相殺し合い、変換比制御部材５に作用する油圧推力Ｆｃｘ（＝Ｆｃｘ１＋Ｆｃｘ２）はゼロである。図１に示す基準位相から、変換比制御部材５の移動変位量が変化することによって、各第三揺動ピストン機構４５の傾斜角度θ３の対称性が崩れて角分力Ｆｃｘ１、Ｆｃｘ２に偏差が生じることで（図２参照）、第三揺動ピストン機構セット（第三バネ要素１４）は、変換比制御部材５の移動変位量に応じて推力値が変化する特性を発揮する。各第三揺動ピストン機構４５による油圧推力Ｆｃ１、Ｆｃ２は支点間伸長方向の推力となるので、第三揺動ピストン機構セット（第三バネ要素１４）は、変換比制御部材５の移動変位量の増大（図１中右方向への移動）に伴って反力が減少する負のバネ定数をもつことになる（図６参照）。
【００４８】
また、本実施形態では、第三揺動ピストン機構セットを複数備え、それら第三揺動ピストン機構セットを、変換比制御部材５の移動方向と直交する方向の角分力Ｆｃｙ１、Ｆｃｙ２が互いに相殺されるように配置している。図１では、第三揺動ピストン機構セットを、変換比制御部材５の移動軸線Ｃを挟んで対称となるように一対配置している。
上記のような静圧変換調圧機構４の構成により、出力油圧ピストン機構９における出力油の出入り挙動がない状態で、変換比制御部材５に移動操作変位を与えた場合に、変換比制御部材５の操作変位量に第二バネ要素１３のバネ定数値を乗じた推力変化が出力変換部材１１及び変換比制御部材５の双方に作用する。そのとき、変換比制御部材５には第三バネ要素１４による逆向きの推力変化が同時に作用するので、変換比制御部材５の移動操作力負荷には変化が生じないのに対し、出力変換部材１１には第二バネ要素１３による推力変化のみが作用するので、その第二バネ要素１３による推力変化により出力油圧ピストン機構９が出力する出力油圧が変化する（図２参照）。
【００４９】
そして、基準推力油圧ピストン機構８における作動油の出入り挙動がない状態で、出力油圧ピストン機構９における出力油の出入り挙動に伴って出力変換部材１１が移動変位すると、その出力変換部材１１の移動変位が出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対変位となって、その出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対変位量に第二バネ要素１３のバネ定数値を乗じた推力変化が出力変換部材１１及び変換比制御部材５の双方に作用すると共に、出力変換部材１１には第一バネ要素１２による逆向きの推力変化が作用するので、出力油圧ピストン機構９が出力する出力油圧は変化しないのに対し、変換比制御部材５には第二バネ要素１３による推力変化がそのまま作用するので、それが制御操作力に影響を与えることになる（図３参照）。
【００５０】
そこで、この静圧変換調圧機構４の推力変化特性に対し、出力変換部材１１の移動変位に伴う変換比制御部材５の移動推力変動を相殺する目的で、出力変換部材１１の移動変位によって制御される多段油圧比変換機構６が設置される。本実施形態では、その多段油圧比変換機構６による多段階の油圧比変化を、基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８に導いておくことによって、その油圧比変化による基準推力油圧ピストン機構８の推力変化を、出力変換部材１１の移動変位に伴う変換比制御部材５の移動操作力変化に対向させて相殺する仕組みになっている。
【００５１】
図１に示すように、本実施形態の多段油圧比変換機構６は、一つのフローティング部材４９に接続された出力用プランジャ対５０及び制御対象プランジャ対群５１を有するマルチ推力合成プランジャ機構５２を有する。
【００５２】
出力用プランジャ対５０は、油圧供給源３からの一定の供給油圧Ｐ０を常時受けて油圧推力を発生する基準推力プランジャ５３と、基準推力プランジャ５３に対向させてフローティング部材４９に接続され、基準推力プランジャ５３の油圧推力を受けて出力油圧を発生する出力プランジャ５４とを有する。基準推力プランジャ５３は入力側ケース５５に摺動可能に装着され、出力プランジャ５４は出力側ケース５６に摺動可能に装着されている。基準推力プランジャ５３と入力側ケース５５との間には基準推力側油室５７が区画形成されており、基準推力側油室５７は油圧供給回路２１に接続されている。また、出力プランジャ５４と出力側ケース５６との間には出力側油室２０が区画形成されており、出力側油室２０は基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８に油圧回路７を介して接続されている。
【００５３】
制御対象プランジャ対群５１は、各々同じ受圧面積で対向する油圧プランジャ対を複数組有している。各油圧プランジャ対は、油圧供給源３からの一定の供給油圧Ｐ０を受けて基準推力プランジャ５３の油圧推力と同方向の油圧推力を発生する正推力プランジャ５８と、受圧面積が正推力プランジャ５８の受圧面積と等しく且つ油圧供給源３からの一定の供給油圧Ｐ０を受けて基準推力プランジャ５３の油圧推力と反対方向の油圧推力を発生する負推力プランジャ５９とを有する。等しい受圧面積で対向する正推力プランジャ５８と負推力プランジャ５９とが上記の油圧プランジャ対を構成する。
【００５４】
正推力プランジャ５８は入力側ケース５５に摺動可能に装着され、負推力プランジャ５９は出力側ケース５６に摺動可能に装着されている。正推力プランジャ５８と入力側ケース５５との間には正推力側油室６０が区画形成されており、正推力側油室６０は出力変位感応弁セット３４に接続されている。また、負推力プランジャ５９と出力側ケース５６との間には負推力側油室６１が区画形成されており、負推力側油室６１は出力変位感応弁セット３４に接続されている。
【００５５】
本実施形態では、制御対象プランジャ対群５１は、受圧面積が互いに異なる油圧プランジャ対を４組有している。
【００５６】
本実施形態では、受圧面積の大きさが２番目の系統２の油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積が、受圧面積が最も小さい系統１の油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となるように設定される。
【００５７】
つまり、本実施形態の制御対象プランジャ対群５１は、受圧面積が互いに異なる油圧プランジャ対を複数組有しており、受圧面積の大きさがＮ番目の系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積が、受圧面積が最も小さい系統１の油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２(N-1)倍となるように設定されている。
【００５８】
なお、図示例では、系統２の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９はそれぞれ、系統１の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９と同じサイズのプランジャ２個からなり、これら２個のプランジャの受圧面積の和が系統１の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となるようになっている。この系統２の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９がそれぞれ、系統１の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となる１個のプランジャからなっても良い。
【００５９】
つまり、図示例では、系統Ｎの正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９はそれぞれ、系統（Ｎ−１）の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９と同じサイズのプランジャ２個からなり、これら２個のプランジャの受圧面積の和が系統（Ｎ−１）の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となるようになっている。この系統Ｎの正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９がそれぞれ、系統（Ｎ−１）の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となる１個のプランジャからなっても良い。
【００６０】
本実施形態の多段油圧比変換機構６は、出力プランジャ５４が発生する制御油圧の大きさを多段階に変化させるべく、油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９への油圧供給源３からの供給油圧Ｐ０の油圧供給状態を切り換えるための切換手段を備えている。この切換手段は、各正推力プランジャ５８の正推力側油室６０及び各負推力プランジャ５９の負推力側油室６１に導通する油圧回路に設けたポペット弁群を含む出力変位感応弁セット３４を有する。
【００６１】
本実施形態では、各系統毎の油圧プランジャ対の正推力側油室６０及び負推力側油室６１への油圧供給状態を、それら正推力側油室６０及び負推力側油室６１が導通する油圧回路に設けたポペット弁群の開閉操作によって、各系統の油圧プランジャ間の適切な相互関係に基いたタイミングで変化させることで、これらの油圧プランジャ対の設置系統数Ｎに対して、制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力値を均等に（２(N+1)−１）段階に変化させ、その多段階に変化する統合油圧推力値を受けるフローティング部材４９に設けた出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７と出力側油室２０との間の油圧差圧変化として多段油圧比変化を得る仕組みになっている（図７参照）。
【００６２】
なお、図１〜図３では、制御対象プランジャ対群５１の設置系統数Ｎを４系統（３１段階切換え）で構成した例を示してあるが、この設置系統数Ｎは、システム全体の要求性能レベルに応じた任意の値でよい。
【００６３】
ここで、受圧面積が最も小さい系統１の油圧プランジャ対（正推力プランジャ５８、負推力プランジャ５９）の受圧面積をＳｃ１とすると、系統Ｎの油圧プランジャ対の受圧面積Ｓｃｎは、Ｓｃｎ＝Ｓｃ１×２(N-1)であって、Ｎ系統全ての油圧プランジャ対の受圧面積の総和Ｓｃｔは、Ｓｃｔ＝Ｓｃ１×（２N−１）となる。そのため、これらの制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力が最小となるのは、全ての油圧プランジャ対の正推力側油室６０が油圧開放状態で、且つ、全ての油圧プランジャ対の負推力側油室６１が油圧供給状態となった場合で、供給油圧をＰ０とすると、そのときの制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力Ｆｃｅｍｉｎは、Ｆｃｅｍｉｎ＝−Ｐ０×Ｓｃｔとなる。一方、制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力が最大となるのは、全ての油圧プランジャ対の正推力側油室６０が油圧供給状態で、全ての油圧プランジャ対の負推力側油室６１が油圧開放状態となった場合で、そのときの制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力Ｆｃｅｍａｘは、Ｆｃｅｍａｘ＝Ｐ０×Ｓｃｔとなる。
【００６４】
この制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力の変化を、受圧面積Ｓｃｅの出力用プランジャ対５０（基準推力プランジャ５３、出力プランジャ５４）で受けると、出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７と出力側油室２０との間には、制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力Ｆｃｅに対してｄＰｃ＝Ｆｃｅ／Ｓｃｅの油圧差圧が生じる。
【００６５】
そして、変換比制御部材５に連結設置された基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８の受圧面積をＳｃｉとし、この変換比制御部材側油室１８に多段油圧比変換機構６による油圧差圧ｄＰｃを導いておき、多段油圧比変換機構６を出力変換部材１１の移動変位に応じて制御する構造にしておく。そうすると、その油圧差圧ｄＰｃによる油圧推力の値は、出力変換部材１１の移動変位位相がストローク容量の下限側から上限側までストロークする間に、最小値Ｆｃｉｍｉｎ＝ｄＰｃｍｉｎ×Ｓｃｉ＝（−Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅから、最大値Ｆｃｉｍａｘ＝ｄＰｃｍａｘ×Ｓｃｉ＝（Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅまで（２(N+1)−１）段階に均等変化することになる。
【００６６】
そして、第二バネ要素１３のバネ定数をＫ１とし、出力変換部材１１のストローク容量を±Ｌｅとし、基準位相において第二バネ要素１３が変換比制御部材５に及ぼす推力Ｆｓ１がゼロとなる設定にしておく。そうすると、出力変換部材１１の移動変位位相が下限側から上限側までストロークする間の第二バネ要素１３の推力変化が変換比制御部材５に及ぼす推力Ｆｓ１は、出力変換部材１１の移動変位によって、最小値Ｆｓ１ｍｉｎ＝−Ｋ１×Ｌｅから、最大値Ｆｓ１ｍａｘ＝Ｋ１×Ｌｅまで変化することになる。
【００６７】
そこで、これらの出力変換部材１１のストローク容量±Ｌｅ及び第二バネ要素１３のバネ定数Ｋ１と、多段油圧比変換機構６の受圧面積Ｓｃｅ、Ｓｃｔ及びその多段油圧比変換機構６の出力差圧ｄＰｃが導かれている基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８の受圧面積Ｓｃｉとの相互関係を、Ｋ１×Ｌｅ＝（Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅとなる関係に設定して、第二油圧バネ１３による推力と基準推力油圧ピストン機構８による推力とが対向するように構成すれば、出力変換部材１１の移動変位に伴う第二バネ要素１３の推力変化が、変換比制御部材５に及ぼす推力変化を、多段油圧比変換機構６の出力差圧が導かれている基準推力油圧ピストン機構８の油圧推力の多段変化によって相殺する関係になり、この相殺の結果、変換比制御部材５に作用する正味の推力変化を極めて僅かな値に抑制できる。
【００６８】
ちなみに、本実施形態の多段油圧比変換機構６の原理上、その油圧比の段階変化をもたらす制御対象プランジャ対群５１の正推力側油室６０及び負推力側油室６１への油圧供給状態を切り換える出力変位感応弁セット３４のポペット弁群の開閉制御則として、同一油圧回路系に設置された、油圧供給回路２１との導通を制御するポペット弁（油圧供給ポペット弁）と、油圧開放オイルタンク６２に連なる油圧開放回路６３との導通を制御する別のポペット弁（油圧開放ポペット弁）とが、同時開弁してしまうと、油圧供給回路２１の作動油が油圧開放回路６３側に一気に流出してしまう問題が生じる。そのため、ポペット弁の開閉制御機構の構成部品の製造寸法公差を加味しても同時開弁の事態に陥らないように、両ポペット弁の開閉タイミングの相互関係として、必ず両ポペット弁共に閉弁状態である領域を挟んで、何れか一方のポペット弁を開弁させるように制御する。この両ポペット弁共に閉弁状態である領域における油圧プランジャ対の正推力側油室６０内及び負推力側油室６１内の作動油の出入りを規制するチェック弁セット６４の作用により、この両ポペット弁共に閉弁状態である領域の油圧特性は、多段油圧比変換機構６の出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７内及び出力側油室２０内の作動油の出入り方向挙動に依存したヒステリシス特性となる（図７参照）。
【００６９】
例えば、制御対象プランジャ対群５１の全ての油室（正推力側油室６０、負推力側油室６１）に導通する油圧回路に設置された油圧供給ポペット弁が閉弁状態で、油圧開放ポペット弁が開弁状態である場合、制御対象プランジャ対群５１の全ての油室（正推力側油室６０、負推力側油室６１）が油圧開放状態にあるので、これらの制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力はゼロの状態にある。
【００７０】
この状態から、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１に導通する油圧回路に設置された油圧開放ポペット弁と、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０に導通する油圧回路に設置された油圧開放ポペット弁とを一斉に閉弁した後、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の正推力側油室６０に導通する油圧回路に設置された油圧供給ポペット弁と、系統Ｎの油圧プランジャ対の負推力側油室６１に導通する油圧回路に設置された油圧供給ポペット弁とを一斉に開弁すると、系統Ｎの油圧プランジャ対の油圧推力値は、受圧面積がＳｃ１×２(N-1)であるから、Ｐ０×Ｓｃ１×２(N-1)となり、残りの系統の油圧プランジャ対の油圧推力値の総和は、受圧面積がＳｃ１×（２N−１−２(N-1)）であるから、−Ｐ０×Ｓｃ１×（２N−１−２(N-1)）となり、制御対象プランジャ対群５１全体の統合油圧推力値は、ゼロの状態からＰ０×Ｓｃ１に１段分変化する。
【００７１】
しかし、この１段分の変化の切り換え過程において、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１に導通する油圧回路に設置された油圧開放ポペット弁と、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０に導通する油圧回路に設置された油圧開放ポペット弁とを一斉に閉弁した段階では、これらの油室に導通する油圧供給ポペット弁及び油圧開放ポペット弁が共に閉弁状態である状況で、各油室６０、６１内の作動油の出入り自由度としては、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１と系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０との間の相互移動、各油室６０、６１からチェック弁セット６４を経由して油圧供給回路２１側へ流出する移動、チェック弁セット６４を経由して油圧開放回路６３側から各油室６０、６１内に流入する移動のみが許容されている状況になる。
【００７２】
この状況下で、制御対象プランジャ対群５１を支持しているフローティング部材４９が、制御対象プランジャ対群５１の正推力方向（図１中の右方向）に移動しようとすると、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１内の作動油が押し出され、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０に流入する。系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の総受圧面積より系統Ｎの油圧プランジャ対の受圧面積がＳｃ１だけ大きいので、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の容積変化よりも系統Ｎの油圧プランジャ対の方が大きく、この差分容積変化を補填するために、それまで閉弁していたチェック弁セット６４を経由して作動油が油圧開放回路６３側から流入することになるから、この系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１と、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０内の油圧は、開放状態となり、統合油圧推力値がゼロの変化前の状態と等価になる。
【００７３】
逆に、制御対象プランジャ対群５１を支持しているフローティング部材４９が、制御対象プランジャ対群５１の負推力方向（図１中の左方向）に移動しようとすると、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０内の作動油が押し出され、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１に流入する。系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の総受圧面積より系統Ｎの油圧プランジャ対の受圧面積がＳｃ１だけ大きいので、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の容積変化よりも系統Ｎの油圧プランジャ対の方が大きく、この差分剰余容積分の作動油が、それまで閉弁していたチェック弁セット６４を経由して油圧供給回路２１側に流出することになるから、この系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１内の油圧、及び、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０内の油圧は、油圧供給状態と等価になり、統合油圧推力値がＰ０×Ｓｃ１の変化後の状態と等価になる。
【００７４】
つまり、多段油圧比変換機構６による多段変化の段間切り換えプロセスにおける、出力変位感応弁セット３４の両ポペット弁共に閉弁状態となる領域の出力差圧特性は、その領域を挟む前後の領域状態の中間的な特性状態であって、その出力差圧を受けて動作する出力先の基準推力油圧ピストン機構８のピストン１６が、上段側に変化したときの推力方向に移動しようとすると、下段側の差圧状態となり、逆の場合は上段側の差圧状態となる、出力先の応動方向依存のヒステリシス特性領域となる。
【００７５】
これを踏まえて、図１の実施形態において変換比制御部材５に作用する推力変化特性を詳細に考察してみる。
【００７６】
図１に示すような、第一バネ要素１２、第二バネ要素１３、第三バネ要素１４の全てが移動軸線方向推力がゼロである状態を中間の基準位相とし、この基準位相からの出力変換部材１１のストローク容量を±Ｌｅとし、基準位相からの変換比制御部材５のストローク容量を±Ｌｉとし、第二バネ要素１３のバネ定数をＫ１とし、第一バネ要素１２及び第三バネ要素１４のバネ定数を−Ｋ１とし、多段油圧比変換機構６の制御対象プランジャ対群５１の系統数をＮ、その制御対象プランジャ対群５１による油圧変化の総段数をＮｃ（＝２(N+1)−１）段とし、系統１の油圧プランジャ対の受圧面積をＳｃ１とし、出力用プランジャ対５０の受圧面積をＳｃｅとし、変換比制御部材５に連結された基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８の受圧面積をＳｃｉとする。
【００７７】
ちなみに、この諸元での多段油圧比変換機構６の制御対象プランジャ対群５１の各系統の受圧面積の総和の値は、Ｓｃｔ＝Ｓｃ１×（２N−１）になる。
【００７８】
この設定において、基準位相状態では、各バネ要素（第一バネ要素１２、第二バネ要素１３、第三バネ要素１４）共に移動軸線方向推力がゼロであるから、バネ要素によって出力変換部材１１に作用する推力はゼロである。また、その出力変換部材１１の位置位相がストローク容量の中間の基準位相であるので、多段油圧比変換機構６の制御位相状態は、Ｎｃ段変化の中央、つまり、制御対象プランジャ対群５１の全ての油室が油圧開放状態で、制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力値もゼロの状態にある。そのため、出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７と出力側油室２０との間の差圧もゼロで、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力もゼロになるから、変換比制御部材５への正味作用力はゼロの状態で釣り合っている。
【００７９】
この基準位相状態から変換比制御部材５のみを±Ｌｉの範囲で移動させると（図２参照）、第二バネ要素１３及び第三バネ要素１４が共に±Ｌｉの変位をするが、両バネ要素（第二バネ要素１３、第三バネ要素１４）のバネ反力は相殺するので変換比制御部材５の正味作用力は常にゼロのままである。そのため、変換比制御部材５の移動操作は全域無負荷で実行されるのに対し、出力変換部材１１には第二バネ要素１３のバネ反力のみが作用するので、±Ｌｉ×Ｋ１の範囲の連続的な推力変化が生じる。
【００８０】
これに対し、基準位相状態から出力変換部材１１のみが±Ｌｅの範囲で移動した場合（図３参照）、第一バネ要素１２及び第二バネ要素１３が共に±Ｌｅの変位を受けるので、両バネ要素（第一バネ要素１２、第二バネ要素１３）のバネ反力が相殺する出力変換部材１１の正味作用力もゼロのままで出力油圧状態は全域不変である。一方、変換比制御部材５に作用するバネ要素による推力変化は、第二バネ要素１３のバネ反力のみであるから、±Ｌｅ×Ｋ１の範囲の連続的な推力変化となるのであるが、これと同期して、出力変換部材１１の移動変位によって多段油圧比変換機構６（変位増幅油圧ピストン機構２７、出力変位感応弁セット３４）の制御位相が連動変化するので、その出力差圧の段階的変化により基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力の値も段階的に変化して、変換比制御部材５に作用する。
【００８１】
そして、諸元関係としてＫ１×Ｌｅ＝（Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅとなる設定で、出力変換部材１１の移動変位の下限位相である−Ｌｅの変位位相において、多段油圧比変換機構６の全ての制御対象プランジャ対群５１の負推力側油室６１が油圧供給状態となり、出力変換部材１１の移動変位の上限位相である＋Ｌｅの変位位相においては、多段油圧比変換機構６の全ての制御対象プランジャ対群５１の正推力側油室６０が油圧供給状態となる制御位相関係に設定して、その出力変換部材１１の下限位相から上限位相に至る間でＮｃ（＝２(N+1)−１）段の均等多段変化制御としておけば、各制御段の中間位相毎に、変換比制御部材５に作用する第二バネ要素１３のバネ反力の値と、多段油圧比変換機構６の出力差圧が導かれている基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力の値が完全に相殺して、変換比制御部材５に作用する正味推力がゼロになる。
【００８２】
この均等多段変化制御において各々、変換比制御部材５に作用する正味推力がゼロになるストローク位相間のストローク幅Ｌｐは、Ｌｐ＝Ｌｅ／（２N−１）となり、この各段間領域中に、その多段変化の切り換りプロセス領域として、出力変位感応弁セット３４の両ポペット弁（油圧供給ポペット弁、油圧開放ポペット弁）共に閉弁状態となるヒステリシス領域が設定されるのであるが、その領域設定幅のストローク幅Ｌｐに対する比率をＣｈとすると、変換比制御部材５に作用する正味推力がゼロになる各制御段の中間位相から（（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位した時点でヒステリシス領域となり、そこから更に（Ｃｈ×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位するとヒステリシス領域の中間位相で、そこから更に（Ｃｈ×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位した時点で完全な隣接段に移行するプロセスを辿る。
【００８３】
参考に、系統数Ｎ＝２の構成による７段制御の場合の、この関係の概念図を図８に示す。
【００８４】
図８から分かるように、各段毎の変換比制御部材５に作用する正味推力の釣り合い点の状態を基準にすると、その状態から出力変換部材１１が（（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位した時点での第二バネ要素１３のバネ反力は（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変化するのに対し、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力の値は変化していないので、その正味推力として（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの推力が変換比制御部材５に作用することになる。この時点で変換比制御部材５を所望の制御位相に保持するには、この（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの制御操作力が必要になる。
【００８５】
その状態から更に僅かに出力変換部材１１が変位してヒステリシス領域に突入した場合、第二バネ要素１３のバネ反力が更に僅かに増して、それまでの制御保持力バランスが崩れ、変換比制御部材５が第二バネ要素１３のバネ反力増加方向に移動しようとするが、その方向の変位挙動は、多段油圧比変換機構６の出力差圧に抗して押し戻す方向になるので、ヒステリシス領域の特性上、自動的に多段油圧比変換機構６の出力差圧が１段増した状態に増強されて、その変換比制御部材５の変位挙動を抑え込む挙動となる。
【００８６】
この基準推力油圧ピストン機構８のヒステリシス領域における差圧推力の自動増強量は、差圧推力の段階変化の１段分で、（Ｋ１×Ｌｅ）／（２N−１）になるから、最初の釣り合い中間位相から（（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位したヒステリシス領域の終端位相においても、その変位挙動抑制能力には（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの余力が残り、このヒステリシス領域全域が、それまでの制御保持力（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）を増すことなく制御位相を保持できる領域になる。
【００８７】
そして、更に出力変換部材１１が変位してヒステリシス領域を超えると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力は、初期の釣り合い位相に対して（Ｋ１×Ｌｅ）／（２N−１）だけ増した状態に変化する。そのヒステリシス領域を超える時点での第二バネ要素１３のバネ反力は、初期の釣り合い位相に対して（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ増した状態にある。そのため、この境界点では、第二バネ要素１３のバネ反力より基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力の方が（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ上回ることになり、変換比制御部材５は第二バネ要素１３のバネ反力増加方向の逆方向に移動しようとするので、この変位位相で変換比制御部材５を所望の制御位相に保持するには、ヒステリシス領域の入り口位相における制御操作力と逆向きで同じ値の−（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの制御操作力が必要になり。その状態から更に出力変換部材１１の変位が増すに従い、第二バネ要素１３のバネ反力が増してくるので、制御位相保持に要する制御操作力は減ってゆき、初期の釣り合い位相からＬｅ／（２N−１)だけ変位した位相で、再度、初期の釣り合い位相と同様の釣り合い状態となる。
【００８８】
つまり、変換比制御部材５を所望の制御位相に保持しようとしている状況で、出力変換部材１１がストローク移動すると、そのストローク移動量でＬｅ／（２N−１）毎の周期で、変換比制御部材５の制御位相保持に要する制御操作力は±（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの変動を繰り返す制御操作負荷特性となる。
【００８９】
次に、出力変換部材１１のストローク位相が様々な位相で留まっている状況下で、変換比制御部材５を所望の制御位相に移動させようとする際の必要制御操作力について考察する。
【００９０】
出力変換部材１１が、第二バネ要素１３のバネ反力と基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力とが釣り合い状態にあるストローク位相に留まっている状況下では、変換比制御部材５に作用している正味推力はゼロである。この状態から変換比制御部材５をどのように移動させても、その移動変位による第二バネ要素１３のバネ反力の変動値と第三バネ要素１４のバネ反力の変動値とが常に相殺するので、この状況下では、制御操作の全域で変換比制御部材５の必要制御操作力はゼロの無負荷制御特性になる。
【００９１】
そして、出力変換部材１１のストローク位相がヒステリシス領域の入り口位相に留まっている状況下では、変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力増加方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ下回った値に変化する。そのため、（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となり、逆に変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力減少方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ上回った値に変化するので、（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となる。
【００９２】
同様に、出力変換部材１１のストローク位相がヒステリシス領域の出口位相に留まっている状況下では、変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力増加方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ下回った値に変化するので、（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となり、逆に変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力減少方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ上回った値に変化するので、（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となる位置位相になる。
【００９３】
ちなみに、出力変換部材１１のストローク位相がヒステリシス領域の中間位相に留まっている状況下では、この状態から変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力増加方向に移動させようとする際には、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ下回った値に変化するので、（Ｋ１×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となり、逆に変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力減少方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ上回った値に変化するので、（Ｋ１×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となる位置位相になる。
【００９４】
つまり、本実施形態において、あらゆるストローク位相状況下で、変換比制御部材５を確実に所望の制御位相位置に移動させるのに必要な制御操作力は、多段変化の段間幅Ｌｅ／（２N−１）内に設定するヒステリシス領域幅の比率をＣｈとすると、±（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）の範囲内で変動することになる。
【００９５】
従って、例えば、本実施形態に係る調圧装置１を用いた油圧アクチュエータシステムの、出力アクチュエータの最大推力容量を±Ｆａとし、ストローク容量を±Ｌａとした場合、出力変換部材１１に求められる最大推力Ｆｅｍａｘは、Ｆｅｍａｘ＝（Ｆａ×Ｌａ）／Ｌｅであり、この最大推力Ｆｅｍａｘを制御ストローク容量±Ｌｉで発揮させるための第二バネ要素１３のバネ定数はＫ１＝（Ｆａ×Ｌａ）／（Ｌｅ×Ｌｉ）となるから、出力アクチュエータを最大推力でフルストロークさせる場合に要する最大制御操作力は、（Ｆａ×Ｌａ×（１＋Ｃｈ））／（Ｌｉ×（２N−１）×２）となる。
【００９６】
ちなみにこれを、本発明の原理に依らず、単に静圧変換調圧機構４のみで構成した場合と比較してみると、変換比制御部材５が上限の＋Ｌｉの位相にあって、出力変換部材１１のストローク位相が下限の−Ｌｅの位置にあるとき、変換比制御部材５には（Ｌｅ＋Ｌｉ）×Ｋ１＝（（Ｌｅ＋Ｌｉ）×Ｆａ×Ｌａ）／（Ｌｅ×Ｌｉ）の移動推力が作用し、これが最大制御操作力となる。一方、これに対する本発明の原理を適用したときの制御操作力の比は（１＋Ｃｈ）／（２×（１＋Ｌｉ／Ｌｅ）×（２N−１））となり、例えばＣｈ＝１／２、Ｌｉ＝Ｌｅに設定した場合には、３／（８×（２N−１））になる。そのため、多段油圧比変換機構６の制御対象プランジャ対群５１の設置系統数Ｎの構成を６系統として１２７段階の調圧機能を与えた場合には最大制御操作力を１／１６８にも大幅に抑制できることが判る。
【００９７】
従って、油圧アクチュエータシステムの出力アクチュエータの最大推力容量とストローク容量が比較的小さく、制御ストローク容量を十分確保できる場合には、動力アシストに依存しない手動操作レベルでの静圧変換アナログ調圧制御（連続的な出力油圧の変換制御）を実現することが可能になる。
【００９８】
例えば、出力アクチュエータの最大推力容量を±１００ｋｇ、ストローク容量を±１５０ｍｍ、制御ストローク容量を±１５０ｍｍと想定し、Ｃｈ＝１／２に設定して、多段油圧比変換機構６の制御対象プランジャ対群５１を６系統で構成した場合、最大制御操作力は、１．２ｋｇ弱で済むので、手動操作レベルで十分制御可能な静圧変換油圧アクチュエータシステムが実現する。
【００９９】
ところで、このような飛躍的な最大制御操作力の抑制効果をもってしても、油圧推力のレベルは強大であるので、出力アクチュエータの最大推力容量とストローク容量を大きく設定し、制御ストローク容量を小さく抑えようとすると、その最大制御操作力の値は、直接的な手動操作では無理なレベルに達することもある。
【０１００】
このような大出力容量諸元においても、手動操作レベルの制御力で、出力アクチュエータ推力を任意の値に調整可能にするには、この制御挙動において変換比制御部材５に作用する、第二バネ要素１３のバネ反力と基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力との不釣合い力が、変換比制御部材５の所望の方向への移動抵抗力として作用する状況を補完する仕組みを追加することが考えられる。
【０１０１】
つまり、制御挙動において変換比制御部材５に作用する、第二バネ要素１３のバネ反力と基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力との不釣合い力は、出力アクチュエータのストローク移動に対して、周期的にその作用方向が反転する変動特性で、その不釣合い力の絶対値の最大値が（Ｆａ×Ｌａ×（１＋Ｃｈ））／（Ｌｉ×（２N−１）×２）なのであるから、これと同等以上の油圧推力を変換比制御部材５を移動させたい所望の方向に応じて作用させてやれば、操作力をほとんど要さずに、確実に変換比制御部材５を所望の方向へ移動させることが可能になる。
【０１０２】
この具体的な対処構造としては、例えば、図９〜図１１に示すように、多段油圧比変換機構６のマルチ推力合成プランジャ機構５２に、もう１系統の推力制御用の油圧プランジャ対（制御力補完プランジャ対６５）を追加し、その制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６及び負推力側油室６７への油圧供給状況を、変換比制御部材５を移動させたい所望の方向に応じて変化させる油圧回路切換弁機構６８を設けてやればよい。
【０１０３】
即ち、図９に示す実施形態に係る多段油圧比変換機構６は、変換比制御部材５の直接的な制御操作力として、供給油圧による油圧推力を用い、その油圧推力の作用方向を、油圧回路切換弁機構６８の操作によって切換えるものである。
【０１０４】
図９に示す実施形態に係る油圧回路切換弁機構６８は、４個のポペット弁６９〜７２と、それらポペット弁６９〜７２の開閉制御機構とを有し、４個のポペット弁６９〜７２は、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６及び負推力側油室６７の各々に対して、油圧開放回路６３との導通遮断を担う油圧開放弁と、油圧供給回路２１との導通遮断を担う油圧供給弁として割り当てられる。
【０１０５】
即ち、図９に示す実施形態に係る油圧回路切換弁機構６８は、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６と油圧開放回路６３とを接続する正側開放回路７５と、正側開放回路７５を開閉する正側油圧開放弁７１と、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６と油圧供給回路２１とを接続する正側供給回路７６と、正側供給回路７６を開閉する正側油圧供給弁７２と、制御力補完プランジャ対６５の負推力側油室６７と油圧開放回路６３とを接続する負側開放回路７３と、負側開放回路７３を開閉する負側油圧開放弁６９と、制御力補完プランジャ対６５の負推力側油室６７と油圧供給回路２１とを接続する負側供給回路７４と、負側供給回路７４を開閉する負側油圧供給弁７０とを有する。
【０１０６】
図９に示した実施形態では、手動操作による直接的な制御操作対象は油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材（図示せず）となり、このポペット弁開閉制御カム部材を移動変位させることで油圧回路切換弁機構６８のポペット弁の開閉状況を変化させ、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６及び負推力側油室６７の内のどちらに油圧を供給するのかを切り換える制御構造となる。
【０１０７】
油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材の制御位相が中立位相にあるとき、上記の４個のポペット弁６９〜７２は全て閉弁状態にあり、ポペット弁開閉制御カム部材を増圧制御方向に移動させると、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６に連なる正側油圧供給弁７２、及び、負推力側油室６７に連なる負側油圧開放弁６９の二つが開弁し、減圧制御方向に移動させると、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６に連なる正側油圧開放弁７１、及び、負推力側油室６７に連なる負側油圧供給弁７０の二つが開弁するように構成されている。
【０１０８】
この構成により、ポペット弁開閉制御カム部材の制御位相が中立位相にあるとき、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６及び負推力側油室６７の双方共に作動油の出入り自由度が閉塞状態にあるので、多段油圧比変換機構６のマルチ推力合成プランジャ機構５２のストローク変位が拘束状態にあり、その出力用プランジャ対５０の出力側油室２０に連なる基準推力油圧ピストン機構８のストローク変位もまた拘束状態となっている。そのため、この状況下では変換比制御部材５のストローク位相は固定状態となり、出力アクチュエータの推力状態は、そのストローク位相に拘らず変化しない。
【０１０９】
ここで、ポペット弁開閉制御カム部材の制御位相を増圧制御方向に移動させると、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６に連なる正側油圧供給弁７２と、制御力補完プランジャ対６５の負推力側油室６７に連なる負側油圧開放弁６９の二つが開弁するので、制御力補完プランジャ対６５には正方向の油圧推力が発生し、その大きさＦｐは、その受圧面積をＳｐとすると、Ｆｐ＝Ｐ０×Ｓｐとなり、マルチ推力合成プランジャ機構５２の出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７と出力側油室２０との間の差圧値がＦｐ／Ｓｃｅだけ変化するので、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が（Ｐ０×Ｓｐ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅだけ増圧移動方向に加算されることになる。一方、ポペット弁開閉制御カム部材の制御位相を減圧制御方向に移動させた場合には、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が（Ｐ０×Ｓｐ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅだけ減圧移動方向に加算されることになる。
【０１１０】
図１に示す実施形態の場合に変換比制御部材５に作用する最大不釣合い力は（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）であったが、関係式Ｌｅ×Ｋ１＝（Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／ＳｃｅとＳｃｔ＝Ｓｃ１×（２N−１）を代入すれば（Ｐ０×Ｓｃ１×Ｓｃｉ×（１＋Ｃｈ））／（Ｓｃｅ×２）となる。
【０１１１】
従って、図９に示す実施形態において、制御力補完プランジャ対６５の受圧面積をＳｐ＞（Ｓｃ１×（１＋Ｃｈ））／２となるように設定しておけば、変換比制御部材５に作用する正味推力は、油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材の制御位相を増圧制御方向に移動させたとき、出力アクチュエータのストローク位相に拘らず、図９で左方向に作用し、油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材の制御位相を減圧制御方向に移動させたときには図９で右方向に作用する。そのため、その正味推力の作用で変換比制御部材５が自律的に所望の油圧比変化方向に移動運動し、所望の制御油圧に到達した時点でポペット弁開閉制御カム部材を中立位相に戻せば、その時点のストローク位相位置で変換比制御部材５が固定されるから、油圧比を所望の値に自在に制御できる。
【０１１２】
そして、この制御方式の場合に要する直接的な制御操作力は、出力アクチュエータの出力容量に拘らず、油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材を移動させるだけの極めて僅かな力で、且つ、その操作ストローク量も極めて僅かな量で済むので、手動操作で自在に制御可能な調圧装置２が実現する。
【０１１３】
ちなみに、この制御力補完型の制御方式の場合、その制御動作において、その制御力補完エネルギー相当の供給油圧が消費されることになるが、その消費量は、補完制御推力の大きさに比例するので、本発明に依らず、単に静圧変換調圧機構４のみで構成した場合と比較すると、その（１＋Ｃｈ）／（２×（１＋Ｌｉ／Ｌｅ）×（２N−１））の制御エネルギー消費量となり、極めて僅かなエネルギー消費で無負荷操作制御できることが判る。
【０１１４】
以上要するに、上記の実施形態によれば、供給油圧を任意の出力油圧に連続的に変換する静圧変換調圧機構４において原理的に避け得ない、出力油の出入り挙動に伴う大きな静圧変換比制御反力変動を大幅に低減できるので、その調圧制御操作を動力アシストに依存しない手動で操作可能な調圧装置１、２が実現できる。
【０１１５】
以上、本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態には限定されず他の様々な実施形態を採ることが可能である。
【０１１６】
例えば、上記の実施形態では、油圧バネ要素（第一バネ要素１２、第二バネ要素１３、第三バネ要素１４）の組み合わせで構成した静圧変換調圧機構４に多段油圧比変換機構６を組み合わせた構成例に基づいて、本発明による作用を説明したが、本発明の原理による効果は、その静圧変換調圧機構４の構造形式の如何に拘らずもたらされるものである。例えば、図１２に示すような揺動レバー型の静圧変換調圧機構８０に本発明を適用することもできる。図１２に示すような揺動レバー型の静圧変換調圧機構８０に本発明を適用する場合には、揺動レバー型の静圧変換調圧機構８０において油圧比変化をもたらす変換比制御部材は、入出力油圧推力を揺動レバー（遥動部材）８４に作用させる半径位置を決める可動部材（スライダ）８５であり、出力変換部材のストローク位相に相当するのが、揺動部材８４の揺動角位相である。そのため、この揺動部材８４の揺動角位相によって変化する可動部材８５の移動推力変動に対抗する油圧推力発生ピストン機構（油圧推力発生機構要素）を設置しておいて、その油圧推力発生ピストン機構の油室に、多段油圧比変換機構を揺動部材８４の揺動角位相に応じて制御して得られる油圧差圧の多段変化を導いておく構成にすれば、上記の実施形態と全く同様の効果が得られる。
【符号の説明】
【０１１７】
１ 調圧装置
２ 調圧装置
４ 静圧変換調圧機構
５ 変換比制御部材
６ 多段油圧比変換機構
７ 油圧回路
８ 基準推力油圧ピストン機構（油圧推力発生機構要素）
９ 出力油圧ピストン機構
１０ 固定部材
１１ 出力変換部材
１２ 第一バネ要素
１３ 第二バネ要素
１４ 第三バネ要素
６５ 制御力補完プランジャ対
６８ 油圧回路切換弁機構
【技術分野】
【０００１】
本発明は、供給油圧を任意の出力油圧に変換するための調圧装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
様々な機械装置に用いられるアクチュエータとして、比較的小さなサイズで大きな推力が得られる油圧アクチュエータが多用されているが、その油圧アクチュエータの油圧推力を制御するには、油圧アクチュエータへの供給油圧を可変制御する必要がある。
【０００３】
このような油圧アクチュエータへの供給油圧の制御方法として最も一般的なのは、動力駆動油圧ポンプからの吐出油をオイルタンクに戻す循環回路中に、位置制御部材と負荷部材との相対変位量に応じて作動油の流路面積が変化する所謂スプール弁を挿入し、吐出側と戻り側との流路面積比の変化によって生ずるオリフィス差圧効果を出力油圧値として用いる方法が最も一般的である（例えば特許文献１等参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００８−１８８４６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
油圧アクチュエータへの供給油圧（以下出力油圧という）の制御方法として、上記の動力駆動油圧ポンプ及びスプール弁を用いた制御方法は、制御に要する操作力が極めて小さく、僅かな相対変位によって敏感に出力油圧を変化させることができるので重用されている。しかし、この方法の原理上、一定の出力油圧を維持するには、その出力油圧値に動力駆動油圧ポンプの単位吐出量を乗じた値に相当する油圧ポンプ駆動負荷を負って動力駆動油圧ポンプを駆動し続けねばならない。そのため、例えば、油圧アクチュエータの負荷荷重に対して負荷部材を一定位置に保持しているような状況下でも、大きなエネルギー消費を伴い続けるという宿命的問題がある。
【０００６】
このような、負荷部材を一定位置に保持しているような状況というのは、油圧アクチュエータの出力として一定の油圧推力を発揮し続けてはいるものの、その負荷部材の移動変位がない状況である。力と変位量を乗じた値で定義される出力エネルギーはゼロの状態であるにも拘らず、油圧ポンプ駆動の大きなエネルギー消費を必要とするのは、エネルギー効率の観点で、極めて不合理であると言わざるを得ない。
【０００７】
この問題に関し、油圧供給源として、動力駆動油圧ポンプに依存するのではなく、例えば、封入ガス圧縮型のアキュームレータ等の出力油圧を用いてやれば、エネルギー消費を伴わずに油圧供給状態を維持できるので、画期的に装置のエネルギー効率を上げることが可能になると考えられる。しかし、その場合の出力油圧は、動力駆動油圧ポンプ及びスプール弁を用いた方法のような、流体の動的差圧発生原理によるものではなく、圧力の静的伝播原理によるものなので、その出力油圧の制御方法として、スプール弁のような動的差圧発生機構に依存することができない。
【０００８】
このような圧力の静的伝播構造において、出力油圧を可変制御する方法としては、油圧供給源からの供給油圧を所望の出力油圧に変換する静的油圧比変換機構が必要になる。
【０００９】
このような静的油圧比変換機構として、図１２に示すように、油圧供給源８１からの供給油圧Ｐを受けて推力を発生する油圧ピストン機構８２の推力、及び、出力負荷油圧を受けて推力を発生する別の油圧ピストン機構（図示せず）の推力を各々、揺動支点８３周りに揺動可能に支持された共通の揺動部材８４に作用させ、それにより揺動部材８４に生じる両油圧ピストン機構の油圧推力モーメントの釣り合い関係で両油圧ピストン機構の油圧推力比が決まることを利用して、可動部材（スライダ）８５によって揺動部材８４に対して油圧推力を作用させる揺動支点８３からの位置を可変構造として、両油圧ピストン機構のモーメント半径比を制御することで、連続的に任意の変換比の出力油圧を得る力比変換機構（静的油圧比変換機構）８０が知られている。
【００１０】
ちなみに、可変容量プランジャポンプとして多用されている斜板式や斜軸式の油圧ポンプ等における容量比可変機構も回転機械としての応用形態であって、要素原理は力比変換機構と同じ範疇である。
【００１１】
この静的油圧比変換機構８０の原理によれば、連続的に任意の変換比の出力油圧を得ることが可能になるのであるが、この機構原理上、負荷部材８６の移動変位によって力比変換レバーとしての揺動部材８４が揺動支点８３周りに角変位し（回動し）、その揺動部材８４の傾き角θによって、負荷荷重や油圧推力Ｆ０の角分力Ｆｃが発生し、その角分力Ｆｃが制御対象である有効レバー半径を変えるための可動部材８５に作用する。そのため、この制御意思とは無関係の移動変位に依存した角分力Ｆｃが、狙いの制御に対する外乱となって、安定した制御が困難になる問題がある（図１２（ｂ）参照）。
【００１２】
このため、この制御に当っては、その外乱分力を上回る制御力が必要になるのであるが、この外乱分力は揺動部材８４の角変位による角分力であるので、この角分力を小さく抑えるには、揺動部材８４の角変位量を小さな範囲に抑える必要がある。
【００１３】
この揺動部材８４の角変位量θは、負荷部材８６の基準位置からの移動量をδとし、揺動部材８４の揺動支点８３から負荷部材８６までの距離（レバー半径）をＲとすると、θ＝ｓｉｎ-1（δ／Ｒ）であり、制御外乱となる角分力Ｆｃの大きさは、可動部材８５に作用させる荷重をＦ０とすると、Ｆｃ＝Ｆ０×ｓｉｎθである。そのため、油圧アクチュエータの動作能力として、必要な負荷荷重容量を確保して負荷部材８６の移動限界量を大きく採ろうとすると、レバー半径Ｒの値を極めて大きく設定しない限り、かなり大きな角分力の発生が避けられない。
【００１４】
ちなみに、揺動部材８４の角変位量θが３０°でも、制御外乱となる角分力Ｆｃの大きさは、可動部材８５に作用させる荷重Ｆ０の１／２にも達する。
【００１５】
このため、必要な負荷荷重容量と動作ストローク量を確保して実用レベルのサイズに装置を設計した場合、実際上は角分力が極めて大きくなり、その角分力を上回る制御力が必要になる。そのため、結局、この制御力を確保するための動力駆動油圧ポンプが必要になって、制御動作におけるエネルギー消費問題が、この方式でも付き纏う。
【００１６】
なお、このような揺動レバー型以外の静的油圧比変換機構として、本発明者が開発中の特性可変油圧バネシステムを応用しても、同様の静的油圧比変換機構を形成できる。
【００１７】
本発明者が開発中の特性可変油圧バネシステムは、可動部材に一方の揺動支点を持ち、可動部材の移動軸線に角度を持って交差する軸線上にもう一方の揺動支点を持つ揺動ピストン機構に供給油圧を作用させることで、可動部材の移動によって揺動ピストン機構が発揮する油圧推力の可動部材の移動軸線方向の角分力の大きさを比例的に変化させる原理で、可動部材の移動量に比例した移動軸線方向の角分力変化特性を得てバネ特性を発揮させるもので、供給油圧作用時の揺動ピストン機構の油圧推力特性として、支点間収縮力となるピストン構造を与えた場合には正のバネ定数特性が得られ、支点間伸張力となるピストン構造を与えた場合には負のバネ定数特性が得られるものである。
【００１８】
この原理を応用し、図１を参照して、出力油圧ピストン機構９に接続された可動部材（出力変換部材１１）の移動軸線上を移動可能な別の可動部材（変換比制御部材５）を設け、出力変換部材１１と固定部材１０との間に、出力変換部材１１の移動軸線Ｃに角度を持って交差する揺動ピストン機構３５を設置することで、出力変換部材１１の変位量によって移動軸線方向の作用力が比例的に変化する第一油圧バネ１２を設けると共に、出力変換部材１１と変換比制御部材５との間に同様の揺動ピストン機構３９を設置することで、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対変位量によって移動軸線方向の作用力が比例的に変化する第二油圧バネ１３を設けると共に、変換比制御部材５と固定部材１０との間に、変換比制御部材５の移動軸線Ｃに角度を持って交差する揺動ピストン機構４５を設置することで、変換比制御部材５の変位量によって移動軸線方向の作用力が比例的に変化する第三油圧バネ１４を設け、第一油圧バネ１２及び第三油圧バネ１４のバネ定数特性を、第二油圧バネ１３のバネ定数特性に対して、絶対値が等しく、正負が逆の関係に設定してやる。
【００１９】
このような構成において、出力変換部材１１が移動しない状態で、変換比制御部材５を移動させると、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対変位量は変換比制御部材５の移動量そのものになる。出力変換部材１１と変換比制御部材５との間に設置された第二油圧バネ１３のバネ反力の変化量と、変換比制御部材５と固定部材１０との間に設置された第三油圧バネ１４のバネ反力の変化量との関係は、絶対値が等しく、正負が逆の関係になるので、変換比制御部材５に作用する二つの油圧バネ（第二油圧バネ１３、第三油圧バネ１４）のバネ反力の変化量が互いに相殺して作用力に変化が生じないのに対し、出力変換部材１１には、第二油圧バネ１３のバネ反力の変化量のみがそのまま作用することになる。そのため、その第二油圧バネ１３のバネ反力変化量を出力油圧ピストン機構９の受圧面積で除した油圧変化が出力油圧に生じるから、一定の供給油圧に対して、変換比制御部材５を移動させる操作によって、出力油圧が連続的に変化することになる。
【００２０】
逆に、変換比制御部材５が移動しない状態で、出力変換部材１１が移動した場合には、出力変換部材１１と変換比制御部材５との間の相対変位量は出力変換部材１１の移動量そのものになる。出力変換部材１１と固定部材１０との間に設置された第一油圧バネ１２のバネ反力の変化量と、出力変換部材１１と変換比制御部材５との間に設置された第二油圧バネ１３のバネ反力の変化量との関係も、絶対値が等しく、正負が逆の関係になるので、出力変換部材１１に作用する二つの油圧バネ（第一油圧バネ１２、第二油圧バネ１３）のバネ反力の変化量が互いに相殺して作用力に変化が生じない。そのため、出力油圧は出力変換部材１１の移動量の影響を受けない関係になるから、変換比制御部材５の移動操作によって、一定の供給油圧に対する出力油圧を連続的に変化させる油圧比変換機能を得ることができる。
【００２１】
しかし、この方式の静的油圧比変換機構４の場合においても、出力変換部材１１の移動量に拘らず、変換比制御部材５の移動操作量に応じた油圧比変換機能が得られる反面、出力変換部材１１の移動量に応じた推力変動が変換比制御部材５に作用するので、揺動レバー型の静的油圧比変換機構８０と同様に、出力側変位（出力変換部材１１の変位）が変換比制御部材５に推力変動を与えて制御外乱となる問題が付き纏い、安定した油圧比制御を実行するには、その外乱推力変動を上回る制御力が必要になって、その制御力を確保するための動力駆動油圧ポンプが必要になるという問題は変わらない。
【００２２】
以上のように、一定の供給油圧を所望の出力油圧に連続的に変化させる方法の場合、その機構の形態の如何を問わず、出力側変位が変換比制御部材に対して大きな推力変動外乱を与える宿命を負っていることから、このような静的油圧比変換機構では、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存せずに調圧制御することは極めて困難であった。
【００２３】
このような調圧制御に関わる問題に対する打開策として、本発明者は多段油圧比変換機構を別途開発中である。
【００２４】
本発明者が開発中の多段油圧比変換機構６は、図１を参照して、エネルギーを圧力の形で貯留し、一定の油圧を出力する定圧アキュームレータの出力油圧を油圧供給源３とし、定圧アキュムレータの一定の供給油圧に対して、油圧プランジャ素子５８、５９相互間の受圧面積比に依存した静圧推力バランスに基いて油圧比を多段階に変化させる原理の、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存しない調圧手段を実現した優れた発明である。しかし、この多段油圧比変換機構６による調圧機能は、あくまでも供給油圧に対する出力油圧を段階的に変化させる多段調圧機能であるので、その調圧制御段数を増すことによって、ほぼ所望の値に近い出力油圧が得られるようになるものの、その油圧比の多段変化の段間において発生する若干の出力偏差により、連続的な負荷変動に対して全域に渡って完全な釣り合い状態となる出力油圧を保証することはできないという難点がある。
【００２５】
そこで、本発明の目的は、連続的に変動する負荷荷重値を油圧推力で釣り合い支持するような機構や装置等において求められる、油圧推力の連続的な調整ニーズに対し、従来の、動力駆動油圧ポンプの連続駆動による吐出油圧に依存した調圧装置に付き纏う制御エネルギー消費の問題を解決し、動力駆動油圧ポンプの連続駆動を必要としない極めて僅かな制御力で制御可能な調圧装置を実現することで、各種油圧作動装置のエネルギー効率を飛躍的に向上させることである。
【００２６】
即ち、本発明の目的は、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存しない、僅かな制御操作力で所望の任意の出力油圧を出力可能な調圧装置を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【００２７】
上記目的を達成するために、本発明は、供給油圧を任意の出力油圧に変換する静圧変換調圧機構と、出力油の出入り挙動に伴って上記静圧変換調圧機構の変換比制御部材に発生する移動力と対抗する方向の油圧推力を発生する油圧推力発生機構要素と、出力油の出入り挙動と連動して供給油圧を多段階の制御油圧に静圧変換する多段油圧比変換機構と、該多段油圧比変換機構の多段階の制御油圧を上記油圧推力発生機構要素に導いておくことで、上記変換比制御部材に発生する移動力変動を相殺するための油圧回路とを備えたものである。
【００２８】
即ち、本発明の原理のポイントは、油圧推力制御方法として、一定の供給油圧値を所望の任意の出力油圧値に連続的に変換可能な連続的な静的油圧比変換機構で調圧する方法を基本とする中で、連続的な静的油圧比変換機構の原理的宿命である、出力変換部材の変位に伴う制御推力変動問題に対し、出力変換部材のストローク変位に基いて多段油圧比変換機構を作動させることで、出力変換部材のストローク変位に伴う制御推力変動を相殺する方向の油圧推力の多段変化を変換比制御部材に与え、大きなストローク領域全域における制御推力変動を極めて小さな値以内に抑制する原理にあり、本発明は、アナログ的（連続的）な静的油圧比変換機構とディジタル的（段階的）な多段油圧比変換機構とのハイブリッド調圧構造によって、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存しない、僅かな制御操作力で所望の任意の油圧値を出力可能な調圧装置を提供するものである。
【発明の効果】
【００２９】
本発明によれば、動力駆動油圧ポンプの連続駆動に依存しない、僅かな制御操作力で所望の任意の出力油圧を出力可能な調圧装置を提供することができるという優れた効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【００３０】
【図１】図１は、本発明の一実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図２】図２は、本発明の一実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図３】図３は、本発明の一実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図４】図４は、第一バネ要素のバネ定数特性を示す図である。
【図５】図５は、第二バネ要素のバネ定数特性を示す図である。
【図６】図６は、第三バネ要素のバネ定数特性を示す図である。
【図７】図７は、多段油圧比変換機構の制御油圧推力特性を示す図である。
【図８】図８は、変換比制御部材に作用する推力を説明するための図である。
【図９】図９は、別の実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図１０】図１０は、別の実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図１１】図１１は、別の実施形態に係る調圧装置の概略図である。
【図１２】図１２（ａ）及び（ｂ）は、揺動レバー型の静圧変換調圧機構の概略図である。
【発明を実施するための形態】
【００３１】
以下、本発明の好適な実施形態を添付図面に基づいて詳述する。
【００３２】
図１に示すように、本実施形態に係る調圧装置１は、油圧供給源３と、供給油圧を任意の出力油圧に変換する静圧変換調圧機構４と、出力油の出入り挙動に伴って静圧変換調圧機構４の変換比制御部材５に発生する変換比制御方向移動力と対抗する方向の油圧推力を発生する油圧推力発生機構要素８と、出力油の出入り挙動と連動して供給油圧を多段階の制御油圧に静圧変換する多段油圧比変換機構６と、多段油圧比変換機構６の多段階の制御油圧を上記油圧推力発生機構要素８に導いておくことで、変換比制御部材５に発生する変換比制御方向移動力変動を相殺するための油圧回路７とを備える。
【００３３】
本実施形態では、上記の油圧供給源３として、エネルギー貯蔵効率の良い封入ガス圧縮型の定圧アキュムレータをエネルギー貯蔵源とする定圧アキュムレータシステムを用いている。この定圧アキュムレータシステムは、出力油圧として一定の供給油圧Ｐ０を出力するものである。
【００３４】
本実施形態の静圧変換調圧機構４は、供給油圧Ｐ０を受けて一定の基準油圧推力を発生する基準推力油圧ピストン機構（本実施形態では油圧推力発生機構要素として用いている）８と、基準推力油圧ピストン機構８に対して対向設置され、基準推力油圧ピストン機構８の基準油圧推力を出力油圧に変換する出力油圧ピストン機構９と、基準推力油圧ピストン機構８と出力油圧ピストン機構９との間に設置され且つ固定部材１０に対してストローク運動可能に設けられる出力変換部材１１と、入力要素である基準推力油圧ピストン機構８の基準油圧推力に増減変化を加えるために、出力変換部材１１の移動方向に沿ってストローク運動可能に設けられる変換比制御部材５と、出力変換部材１１と固定部材１０との間に介設される第一バネ要素１２と、出力変換部材１１と変換比制御部材５との間に介設され、第一バネ要素１２のバネ定数とは正負が逆の関係のバネ定数をもつ第二バネ要素１３と、変換比制御部材５と固定部材１０との間に介設され、第二バネ要素１３のバネ定数とは正負が逆の関係のバネ定数をもつ第三バネ要素１４とを有する。
【００３５】
本実施形態の基準推力油圧ピストン機構８は、固定部材１０に接続されたシリンダ１５と、シリンダ１５内に摺動可能に収容されたピストン１６とを有する。本実施形態では、ピストン１６はロッド１７を介して変換比制御部材５に接続されている。また、ピストン１６はシリンダ１５内を変換比制御部材５側の変換比制御部材側油室１８と反対側の対向油室１９とに区画している。変換比制御部材側油室１８は後述する多段油圧比変換機構６の出力側油室２０に導通され、対向油室１９は油圧供給源３に連なる油圧供給回路２１に導通される。基準推力油圧ピストン機構８は、対向油室１９に供給される油圧供給源３からの供給油圧Ｐ０を受けて一定の基準油圧推力を発生すると共に、変換比制御部材側油室１８に供給される多段油圧比変換機構６からの多段変化の制御油圧を受けて制御推力を発生するものであり、それら基準推力と制御推力との差圧推力が変換比制御部材５に作用することとなる。
【００３６】
本実施形態の出力油圧ピストン機構９は、固定部材１０に接続されたシリンダ２２と、シリンダ２２内に摺動可能に収容されたピストン２３とを有する。本実施形態では、ピストン２３はロッド２４を介して出力変換部材１１に接続されている。また、ピストン２３はシリンダ２２内を出力変換部材１１側の出力変換部材側油室２５と反対側の対向油室２６とに区画している。出力変換部材側油室２５は後述する変位増幅油圧ピストン機構２７の第一油室２８に導通され、対向油室２６は出力機器２９に導通される。
【００３７】
ここで、本実施形態では、変位増幅油圧ピストン機構２７を設置している。この変位増幅油圧ピストン機構２７は、固定系に接続されたシリンダ３０と、シリンダ３０内に往復運動可能に収容されたピストン３１と、ピストン３１に接続されたロッド３２とから構成されている。ピストン３１は、第一油室２８と反対側の第二油室３３とに区画している。第一油室２８は出力油圧ピストン機構９の出力変換部材側油室２５に導通され、第二油室３３は油圧供給回路２１に導通される。本実施形態では、ロッド３２に出力変位感応弁セット３４が接続されている。このような構成により、変位増幅油圧ピストン機構２７のピストン３１の変位によって出力変換部材１１の変位を検出でき、変位増幅油圧ピストン機構２７で検出した出力変換部材１１の変位に応じて、ロッド３２を介して出力変位感応弁セット３４を駆動するようにしている。
【００３８】
本実施形態の第一油圧バネ１２は、図１に示す基準位相において、所定の傾斜角度θ１で対向設置される一対の第一揺動ピストン機構３５を有する第一揺動ピストン機構セットから構成されている。各第一揺動ピストン機構３５は、固定部材１０に設けられた支点に回動可能に接続された有底筒状のシリンダ３６と、出力変換部材１１に設けられた支点に回動可能に接続されたピストン３７とから構成されている。本実施形態では、ピストン３７はシリンダ３６に摺動可能に装着されている。また、ピストン３７の頂部とシリンダ３６の底部との間に油室３８が区画形成されており、油室３８は油圧供給回路２１に接続されている。
【００３９】
第一揺動ピストン機構セット（第一バネ要素１２）は、各第一揺動ピストン機構３５の油室３８に一定の供給油圧を常時作用させることで生じる油圧推力Ｆａ１、Ｆａ２の角分力Ｆａｘ１、Ｆａｘ２が出力変換部材１１に作用する油圧推力となる原理である。各第一揺動ピストン機構３５が、図１に示す基準位相において、各々傾斜角度θ１の対向状態で設置されるので、図１に示す基準位相においては、各第一揺動ピストン機構３５の角分力Ｆａｘ１、Ｆａｘ２同士が相殺し合い、出力変換部材１１に作用する油圧推力Ｆａｘ（＝Ｆａｘ１＋Ｆａｘ２）はゼロである。図１に示す基準位相から、出力変換部材１１の移動変位量が変化することによって、各第一揺動ピストン機構３５の傾斜角度θ１の対称性が崩れて角分力Ｆａｘ１、Ｆａｘ２に偏差が生じることで（図３参照）、第一揺動ピストン機構セット（第一バネ要素１２）は、出力変換部材１１の移動変位量に応じて推力値が変化する特性を発揮する。各第一揺動ピストン機構３５による油圧推力Ｆａ１、Ｆａ２は支点間伸長方向の推力となるので、第一揺動ピストン機構セット（第一バネ要素１２）は、出力変換部材１１の移動変位量の増大（図１中右方向への移動）に伴って反力が減少する負のバネ定数をもつことになる（図４参照）。
【００４０】
また、本実施形態では、第一揺動ピストン機構セットを複数備え、それら第一揺動ピストン機構セットを、出力変換部材１１の移動方向と直交する方向の角分力Ｆａｙ１、Ｆａｙ２が互いに相殺されるように配置している。図１では、第一揺動ピストン機構セットを、出力変換部材１１の移動軸線Ｃを挟んで対称となるように一対配置している。
【００４１】
本実施形態の第二油圧バネ１３は、第一バネ要素１２のバネ定数とは正負が逆の関係の正のバネ定数をもち、且つ、そのバネ定数の絶対値が第一バネ要素１２のバネ定数の絶対値と略等しくなるように設定されたものである。
【００４２】
本実施形態の第二油圧バネ１３は、図１に示す基準位相において、所定の傾斜角度θ２で対向設置される一対の第二揺動ピストン機構３９を有する第二揺動ピストン機構セットから構成されている。各第二揺動ピストン機構３９は、変換比制御部材５に設けられた支点に回動可能に接続されたシリンダ４０と、シリンダ４０内に往復運動可能に収容されたピストン４１と、一端がピストン４１に接続され他端が出力変換部材１１に設けられた支点に回動可能に接続されたロッド４２とから構成されている。ピストン４１は、シリンダ４０内をロッド４２側のロッド側油室４３と反対側の気室４４とに区画している。ロッド側油室４３は油圧供給回路２１に接続され、気室４４はシリンダ４０に設けた開口を通じて大気開放されている。
【００４３】
第二揺動ピストン機構セット（第二バネ要素１３）は、各第二揺動ピストン機構３９のロッド側油室４３に一定の供給油圧Ｐ０を常時作用させることで生じる油圧推力Ｆｂ１、Ｆｂ２の角分力Ｆｂｘ１、Ｆｂｘ２が出力変換部材１１及び変換比制御部材５に作用する油圧推力となる原理である。各第二揺動ピストン機構３９が、図１に示す基準位相において、各々傾斜角度θ２の対向状態で設置されるので、図１に示す基準位相においては、各第二揺動ピストン機構３９の角分力Ｆｂｘ１、Ｆｂｘ２同士が相殺し合い、出力変換部材１１及び変換比制御部材５に作用する油圧推力Ｆｂｘ（＝Ｆｂｘ１＋Ｆｂｘ２）はゼロである。図１に示す基準位相から、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対移動変位量が変化することによって、各第二揺動ピストン機構３９の傾斜角度θ２の対称性が崩れて角分力Ｆｂｘ１、Ｆｂｘ２に偏差が生じることで（図２参照）、第二揺動ピストン機構セット（第二バネ要素１３）は、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対移動変位量に応じて推力値が変化する特性を発揮する。各第二揺動ピストン機構３９による油圧推力Ｆｂ１、Ｆｂ２は支点間収縮方向の推力となるので、第二揺動ピストン機構セット（第二バネ要素１３）は、出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対移動変位量の増大（図１中右方向への移動）に伴って反力が増加する正のバネ定数をもつことになる（図５参照）。
【００４４】
また、本実施形態では、第二揺動ピストン機構セットを複数備え、それら第二揺動ピストン機構セットを、出力変換部材１１の移動方向と直交する方向の角分力Ｆｂｙ１、Ｆｂｙ２が互いに相殺されるように配置している。図１では、第二揺動ピストン機構セットを、出力変換部材１１の移動軸線Ｃを挟んで対称となるように一対配置している。
【００４５】
本実施形態の第三油圧バネ１４は、第二バネ要素１３のバネ定数とは正負が逆の関係の負のバネ定数をもち、且つ、そのバネ定数の絶対値が第二バネ要素１３のバネ定数の絶対値と略等しくなるように設定されたものである。
【００４６】
本実施形態の第三油圧バネ１４は、図１に示す基準位相において、所定の傾斜角度θ３で対向設置される一対の第三揺動ピストン機構４５を有する第三揺動ピストン機構セットから構成されている。各第三揺動ピストン機構４５は、固定部材１０に設けられた支点に回動可能に接続された有底筒状のシリンダ４６と、変換比制御部材５に設けられた支点に回動可能に接続されたピストン４７とから構成されている。本実施形態では、ピストン４７はシリンダ４６に摺動可能に装着されている。また、ピストン４７の頂部とシリンダ４６の底部との間に油室４８が区画形成されており、油室４８は油圧供給回路２１に接続されている。
【００４７】
第三揺動ピストン機構セット（第三バネ要素１４）は、各第三揺動ピストン機構４５の油室４８に一定の供給油圧Ｐ０を常時作用させることで生じる油圧推力Ｆｃ１、Ｆｃ２の角分力Ｆｃｘ１、Ｆｃｘ２が出力変換部材１１に作用する油圧推力となる原理である。各第三揺動ピストン機構４５が、図１に示す基準位相において、各々傾斜角度θ３の対向状態で設置されるので、図１に示す基準位相においては、各第三揺動ピストン機構４５の角分力Ｆｃｘ１、Ｆｃｘ２同士が相殺し合い、変換比制御部材５に作用する油圧推力Ｆｃｘ（＝Ｆｃｘ１＋Ｆｃｘ２）はゼロである。図１に示す基準位相から、変換比制御部材５の移動変位量が変化することによって、各第三揺動ピストン機構４５の傾斜角度θ３の対称性が崩れて角分力Ｆｃｘ１、Ｆｃｘ２に偏差が生じることで（図２参照）、第三揺動ピストン機構セット（第三バネ要素１４）は、変換比制御部材５の移動変位量に応じて推力値が変化する特性を発揮する。各第三揺動ピストン機構４５による油圧推力Ｆｃ１、Ｆｃ２は支点間伸長方向の推力となるので、第三揺動ピストン機構セット（第三バネ要素１４）は、変換比制御部材５の移動変位量の増大（図１中右方向への移動）に伴って反力が減少する負のバネ定数をもつことになる（図６参照）。
【００４８】
また、本実施形態では、第三揺動ピストン機構セットを複数備え、それら第三揺動ピストン機構セットを、変換比制御部材５の移動方向と直交する方向の角分力Ｆｃｙ１、Ｆｃｙ２が互いに相殺されるように配置している。図１では、第三揺動ピストン機構セットを、変換比制御部材５の移動軸線Ｃを挟んで対称となるように一対配置している。
上記のような静圧変換調圧機構４の構成により、出力油圧ピストン機構９における出力油の出入り挙動がない状態で、変換比制御部材５に移動操作変位を与えた場合に、変換比制御部材５の操作変位量に第二バネ要素１３のバネ定数値を乗じた推力変化が出力変換部材１１及び変換比制御部材５の双方に作用する。そのとき、変換比制御部材５には第三バネ要素１４による逆向きの推力変化が同時に作用するので、変換比制御部材５の移動操作力負荷には変化が生じないのに対し、出力変換部材１１には第二バネ要素１３による推力変化のみが作用するので、その第二バネ要素１３による推力変化により出力油圧ピストン機構９が出力する出力油圧が変化する（図２参照）。
【００４９】
そして、基準推力油圧ピストン機構８における作動油の出入り挙動がない状態で、出力油圧ピストン機構９における出力油の出入り挙動に伴って出力変換部材１１が移動変位すると、その出力変換部材１１の移動変位が出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対変位となって、その出力変換部材１１と変換比制御部材５との相対変位量に第二バネ要素１３のバネ定数値を乗じた推力変化が出力変換部材１１及び変換比制御部材５の双方に作用すると共に、出力変換部材１１には第一バネ要素１２による逆向きの推力変化が作用するので、出力油圧ピストン機構９が出力する出力油圧は変化しないのに対し、変換比制御部材５には第二バネ要素１３による推力変化がそのまま作用するので、それが制御操作力に影響を与えることになる（図３参照）。
【００５０】
そこで、この静圧変換調圧機構４の推力変化特性に対し、出力変換部材１１の移動変位に伴う変換比制御部材５の移動推力変動を相殺する目的で、出力変換部材１１の移動変位によって制御される多段油圧比変換機構６が設置される。本実施形態では、その多段油圧比変換機構６による多段階の油圧比変化を、基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８に導いておくことによって、その油圧比変化による基準推力油圧ピストン機構８の推力変化を、出力変換部材１１の移動変位に伴う変換比制御部材５の移動操作力変化に対向させて相殺する仕組みになっている。
【００５１】
図１に示すように、本実施形態の多段油圧比変換機構６は、一つのフローティング部材４９に接続された出力用プランジャ対５０及び制御対象プランジャ対群５１を有するマルチ推力合成プランジャ機構５２を有する。
【００５２】
出力用プランジャ対５０は、油圧供給源３からの一定の供給油圧Ｐ０を常時受けて油圧推力を発生する基準推力プランジャ５３と、基準推力プランジャ５３に対向させてフローティング部材４９に接続され、基準推力プランジャ５３の油圧推力を受けて出力油圧を発生する出力プランジャ５４とを有する。基準推力プランジャ５３は入力側ケース５５に摺動可能に装着され、出力プランジャ５４は出力側ケース５６に摺動可能に装着されている。基準推力プランジャ５３と入力側ケース５５との間には基準推力側油室５７が区画形成されており、基準推力側油室５７は油圧供給回路２１に接続されている。また、出力プランジャ５４と出力側ケース５６との間には出力側油室２０が区画形成されており、出力側油室２０は基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８に油圧回路７を介して接続されている。
【００５３】
制御対象プランジャ対群５１は、各々同じ受圧面積で対向する油圧プランジャ対を複数組有している。各油圧プランジャ対は、油圧供給源３からの一定の供給油圧Ｐ０を受けて基準推力プランジャ５３の油圧推力と同方向の油圧推力を発生する正推力プランジャ５８と、受圧面積が正推力プランジャ５８の受圧面積と等しく且つ油圧供給源３からの一定の供給油圧Ｐ０を受けて基準推力プランジャ５３の油圧推力と反対方向の油圧推力を発生する負推力プランジャ５９とを有する。等しい受圧面積で対向する正推力プランジャ５８と負推力プランジャ５９とが上記の油圧プランジャ対を構成する。
【００５４】
正推力プランジャ５８は入力側ケース５５に摺動可能に装着され、負推力プランジャ５９は出力側ケース５６に摺動可能に装着されている。正推力プランジャ５８と入力側ケース５５との間には正推力側油室６０が区画形成されており、正推力側油室６０は出力変位感応弁セット３４に接続されている。また、負推力プランジャ５９と出力側ケース５６との間には負推力側油室６１が区画形成されており、負推力側油室６１は出力変位感応弁セット３４に接続されている。
【００５５】
本実施形態では、制御対象プランジャ対群５１は、受圧面積が互いに異なる油圧プランジャ対を４組有している。
【００５６】
本実施形態では、受圧面積の大きさが２番目の系統２の油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積が、受圧面積が最も小さい系統１の油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となるように設定される。
【００５７】
つまり、本実施形態の制御対象プランジャ対群５１は、受圧面積が互いに異なる油圧プランジャ対を複数組有しており、受圧面積の大きさがＮ番目の系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積が、受圧面積が最も小さい系統１の油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２(N-1)倍となるように設定されている。
【００５８】
なお、図示例では、系統２の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９はそれぞれ、系統１の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９と同じサイズのプランジャ２個からなり、これら２個のプランジャの受圧面積の和が系統１の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となるようになっている。この系統２の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９がそれぞれ、系統１の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となる１個のプランジャからなっても良い。
【００５９】
つまり、図示例では、系統Ｎの正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９はそれぞれ、系統（Ｎ−１）の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９と同じサイズのプランジャ２個からなり、これら２個のプランジャの受圧面積の和が系統（Ｎ−１）の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となるようになっている。この系統Ｎの正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９がそれぞれ、系統（Ｎ−１）の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９の受圧面積の２倍となる１個のプランジャからなっても良い。
【００６０】
本実施形態の多段油圧比変換機構６は、出力プランジャ５４が発生する制御油圧の大きさを多段階に変化させるべく、油圧プランジャ対の正推力プランジャ５８及び負推力プランジャ５９への油圧供給源３からの供給油圧Ｐ０の油圧供給状態を切り換えるための切換手段を備えている。この切換手段は、各正推力プランジャ５８の正推力側油室６０及び各負推力プランジャ５９の負推力側油室６１に導通する油圧回路に設けたポペット弁群を含む出力変位感応弁セット３４を有する。
【００６１】
本実施形態では、各系統毎の油圧プランジャ対の正推力側油室６０及び負推力側油室６１への油圧供給状態を、それら正推力側油室６０及び負推力側油室６１が導通する油圧回路に設けたポペット弁群の開閉操作によって、各系統の油圧プランジャ間の適切な相互関係に基いたタイミングで変化させることで、これらの油圧プランジャ対の設置系統数Ｎに対して、制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力値を均等に（２(N+1)−１）段階に変化させ、その多段階に変化する統合油圧推力値を受けるフローティング部材４９に設けた出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７と出力側油室２０との間の油圧差圧変化として多段油圧比変化を得る仕組みになっている（図７参照）。
【００６２】
なお、図１〜図３では、制御対象プランジャ対群５１の設置系統数Ｎを４系統（３１段階切換え）で構成した例を示してあるが、この設置系統数Ｎは、システム全体の要求性能レベルに応じた任意の値でよい。
【００６３】
ここで、受圧面積が最も小さい系統１の油圧プランジャ対（正推力プランジャ５８、負推力プランジャ５９）の受圧面積をＳｃ１とすると、系統Ｎの油圧プランジャ対の受圧面積Ｓｃｎは、Ｓｃｎ＝Ｓｃ１×２(N-1)であって、Ｎ系統全ての油圧プランジャ対の受圧面積の総和Ｓｃｔは、Ｓｃｔ＝Ｓｃ１×（２N−１）となる。そのため、これらの制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力が最小となるのは、全ての油圧プランジャ対の正推力側油室６０が油圧開放状態で、且つ、全ての油圧プランジャ対の負推力側油室６１が油圧供給状態となった場合で、供給油圧をＰ０とすると、そのときの制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力Ｆｃｅｍｉｎは、Ｆｃｅｍｉｎ＝−Ｐ０×Ｓｃｔとなる。一方、制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力が最大となるのは、全ての油圧プランジャ対の正推力側油室６０が油圧供給状態で、全ての油圧プランジャ対の負推力側油室６１が油圧開放状態となった場合で、そのときの制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力Ｆｃｅｍａｘは、Ｆｃｅｍａｘ＝Ｐ０×Ｓｃｔとなる。
【００６４】
この制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力の変化を、受圧面積Ｓｃｅの出力用プランジャ対５０（基準推力プランジャ５３、出力プランジャ５４）で受けると、出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７と出力側油室２０との間には、制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力Ｆｃｅに対してｄＰｃ＝Ｆｃｅ／Ｓｃｅの油圧差圧が生じる。
【００６５】
そして、変換比制御部材５に連結設置された基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８の受圧面積をＳｃｉとし、この変換比制御部材側油室１８に多段油圧比変換機構６による油圧差圧ｄＰｃを導いておき、多段油圧比変換機構６を出力変換部材１１の移動変位に応じて制御する構造にしておく。そうすると、その油圧差圧ｄＰｃによる油圧推力の値は、出力変換部材１１の移動変位位相がストローク容量の下限側から上限側までストロークする間に、最小値Ｆｃｉｍｉｎ＝ｄＰｃｍｉｎ×Ｓｃｉ＝（−Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅから、最大値Ｆｃｉｍａｘ＝ｄＰｃｍａｘ×Ｓｃｉ＝（Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅまで（２(N+1)−１）段階に均等変化することになる。
【００６６】
そして、第二バネ要素１３のバネ定数をＫ１とし、出力変換部材１１のストローク容量を±Ｌｅとし、基準位相において第二バネ要素１３が変換比制御部材５に及ぼす推力Ｆｓ１がゼロとなる設定にしておく。そうすると、出力変換部材１１の移動変位位相が下限側から上限側までストロークする間の第二バネ要素１３の推力変化が変換比制御部材５に及ぼす推力Ｆｓ１は、出力変換部材１１の移動変位によって、最小値Ｆｓ１ｍｉｎ＝−Ｋ１×Ｌｅから、最大値Ｆｓ１ｍａｘ＝Ｋ１×Ｌｅまで変化することになる。
【００６７】
そこで、これらの出力変換部材１１のストローク容量±Ｌｅ及び第二バネ要素１３のバネ定数Ｋ１と、多段油圧比変換機構６の受圧面積Ｓｃｅ、Ｓｃｔ及びその多段油圧比変換機構６の出力差圧ｄＰｃが導かれている基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８の受圧面積Ｓｃｉとの相互関係を、Ｋ１×Ｌｅ＝（Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅとなる関係に設定して、第二油圧バネ１３による推力と基準推力油圧ピストン機構８による推力とが対向するように構成すれば、出力変換部材１１の移動変位に伴う第二バネ要素１３の推力変化が、変換比制御部材５に及ぼす推力変化を、多段油圧比変換機構６の出力差圧が導かれている基準推力油圧ピストン機構８の油圧推力の多段変化によって相殺する関係になり、この相殺の結果、変換比制御部材５に作用する正味の推力変化を極めて僅かな値に抑制できる。
【００６８】
ちなみに、本実施形態の多段油圧比変換機構６の原理上、その油圧比の段階変化をもたらす制御対象プランジャ対群５１の正推力側油室６０及び負推力側油室６１への油圧供給状態を切り換える出力変位感応弁セット３４のポペット弁群の開閉制御則として、同一油圧回路系に設置された、油圧供給回路２１との導通を制御するポペット弁（油圧供給ポペット弁）と、油圧開放オイルタンク６２に連なる油圧開放回路６３との導通を制御する別のポペット弁（油圧開放ポペット弁）とが、同時開弁してしまうと、油圧供給回路２１の作動油が油圧開放回路６３側に一気に流出してしまう問題が生じる。そのため、ポペット弁の開閉制御機構の構成部品の製造寸法公差を加味しても同時開弁の事態に陥らないように、両ポペット弁の開閉タイミングの相互関係として、必ず両ポペット弁共に閉弁状態である領域を挟んで、何れか一方のポペット弁を開弁させるように制御する。この両ポペット弁共に閉弁状態である領域における油圧プランジャ対の正推力側油室６０内及び負推力側油室６１内の作動油の出入りを規制するチェック弁セット６４の作用により、この両ポペット弁共に閉弁状態である領域の油圧特性は、多段油圧比変換機構６の出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７内及び出力側油室２０内の作動油の出入り方向挙動に依存したヒステリシス特性となる（図７参照）。
【００６９】
例えば、制御対象プランジャ対群５１の全ての油室（正推力側油室６０、負推力側油室６１）に導通する油圧回路に設置された油圧供給ポペット弁が閉弁状態で、油圧開放ポペット弁が開弁状態である場合、制御対象プランジャ対群５１の全ての油室（正推力側油室６０、負推力側油室６１）が油圧開放状態にあるので、これらの制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力はゼロの状態にある。
【００７０】
この状態から、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１に導通する油圧回路に設置された油圧開放ポペット弁と、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０に導通する油圧回路に設置された油圧開放ポペット弁とを一斉に閉弁した後、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の正推力側油室６０に導通する油圧回路に設置された油圧供給ポペット弁と、系統Ｎの油圧プランジャ対の負推力側油室６１に導通する油圧回路に設置された油圧供給ポペット弁とを一斉に開弁すると、系統Ｎの油圧プランジャ対の油圧推力値は、受圧面積がＳｃ１×２(N-1)であるから、Ｐ０×Ｓｃ１×２(N-1)となり、残りの系統の油圧プランジャ対の油圧推力値の総和は、受圧面積がＳｃ１×（２N−１−２(N-1)）であるから、−Ｐ０×Ｓｃ１×（２N−１−２(N-1)）となり、制御対象プランジャ対群５１全体の統合油圧推力値は、ゼロの状態からＰ０×Ｓｃ１に１段分変化する。
【００７１】
しかし、この１段分の変化の切り換え過程において、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１に導通する油圧回路に設置された油圧開放ポペット弁と、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０に導通する油圧回路に設置された油圧開放ポペット弁とを一斉に閉弁した段階では、これらの油室に導通する油圧供給ポペット弁及び油圧開放ポペット弁が共に閉弁状態である状況で、各油室６０、６１内の作動油の出入り自由度としては、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１と系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０との間の相互移動、各油室６０、６１からチェック弁セット６４を経由して油圧供給回路２１側へ流出する移動、チェック弁セット６４を経由して油圧開放回路６３側から各油室６０、６１内に流入する移動のみが許容されている状況になる。
【００７２】
この状況下で、制御対象プランジャ対群５１を支持しているフローティング部材４９が、制御対象プランジャ対群５１の正推力方向（図１中の右方向）に移動しようとすると、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１内の作動油が押し出され、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０に流入する。系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の総受圧面積より系統Ｎの油圧プランジャ対の受圧面積がＳｃ１だけ大きいので、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の容積変化よりも系統Ｎの油圧プランジャ対の方が大きく、この差分容積変化を補填するために、それまで閉弁していたチェック弁セット６４を経由して作動油が油圧開放回路６３側から流入することになるから、この系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１と、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０内の油圧は、開放状態となり、統合油圧推力値がゼロの変化前の状態と等価になる。
【００７３】
逆に、制御対象プランジャ対群５１を支持しているフローティング部材４９が、制御対象プランジャ対群５１の負推力方向（図１中の左方向）に移動しようとすると、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０内の作動油が押し出され、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１に流入する。系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の総受圧面積より系統Ｎの油圧プランジャ対の受圧面積がＳｃ１だけ大きいので、系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の容積変化よりも系統Ｎの油圧プランジャ対の方が大きく、この差分剰余容積分の作動油が、それまで閉弁していたチェック弁セット６４を経由して油圧供給回路２１側に流出することになるから、この系統１〜系統（Ｎ−１）の油圧プランジャ対の負推力側油室６１内の油圧、及び、系統Ｎの油圧プランジャ対の正推力側油室６０内の油圧は、油圧供給状態と等価になり、統合油圧推力値がＰ０×Ｓｃ１の変化後の状態と等価になる。
【００７４】
つまり、多段油圧比変換機構６による多段変化の段間切り換えプロセスにおける、出力変位感応弁セット３４の両ポペット弁共に閉弁状態となる領域の出力差圧特性は、その領域を挟む前後の領域状態の中間的な特性状態であって、その出力差圧を受けて動作する出力先の基準推力油圧ピストン機構８のピストン１６が、上段側に変化したときの推力方向に移動しようとすると、下段側の差圧状態となり、逆の場合は上段側の差圧状態となる、出力先の応動方向依存のヒステリシス特性領域となる。
【００７５】
これを踏まえて、図１の実施形態において変換比制御部材５に作用する推力変化特性を詳細に考察してみる。
【００７６】
図１に示すような、第一バネ要素１２、第二バネ要素１３、第三バネ要素１４の全てが移動軸線方向推力がゼロである状態を中間の基準位相とし、この基準位相からの出力変換部材１１のストローク容量を±Ｌｅとし、基準位相からの変換比制御部材５のストローク容量を±Ｌｉとし、第二バネ要素１３のバネ定数をＫ１とし、第一バネ要素１２及び第三バネ要素１４のバネ定数を−Ｋ１とし、多段油圧比変換機構６の制御対象プランジャ対群５１の系統数をＮ、その制御対象プランジャ対群５１による油圧変化の総段数をＮｃ（＝２(N+1)−１）段とし、系統１の油圧プランジャ対の受圧面積をＳｃ１とし、出力用プランジャ対５０の受圧面積をＳｃｅとし、変換比制御部材５に連結された基準推力油圧ピストン機構８の変換比制御部材側油室１８の受圧面積をＳｃｉとする。
【００７７】
ちなみに、この諸元での多段油圧比変換機構６の制御対象プランジャ対群５１の各系統の受圧面積の総和の値は、Ｓｃｔ＝Ｓｃ１×（２N−１）になる。
【００７８】
この設定において、基準位相状態では、各バネ要素（第一バネ要素１２、第二バネ要素１３、第三バネ要素１４）共に移動軸線方向推力がゼロであるから、バネ要素によって出力変換部材１１に作用する推力はゼロである。また、その出力変換部材１１の位置位相がストローク容量の中間の基準位相であるので、多段油圧比変換機構６の制御位相状態は、Ｎｃ段変化の中央、つまり、制御対象プランジャ対群５１の全ての油室が油圧開放状態で、制御対象プランジャ対群５１の統合油圧推力値もゼロの状態にある。そのため、出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７と出力側油室２０との間の差圧もゼロで、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力もゼロになるから、変換比制御部材５への正味作用力はゼロの状態で釣り合っている。
【００７９】
この基準位相状態から変換比制御部材５のみを±Ｌｉの範囲で移動させると（図２参照）、第二バネ要素１３及び第三バネ要素１４が共に±Ｌｉの変位をするが、両バネ要素（第二バネ要素１３、第三バネ要素１４）のバネ反力は相殺するので変換比制御部材５の正味作用力は常にゼロのままである。そのため、変換比制御部材５の移動操作は全域無負荷で実行されるのに対し、出力変換部材１１には第二バネ要素１３のバネ反力のみが作用するので、±Ｌｉ×Ｋ１の範囲の連続的な推力変化が生じる。
【００８０】
これに対し、基準位相状態から出力変換部材１１のみが±Ｌｅの範囲で移動した場合（図３参照）、第一バネ要素１２及び第二バネ要素１３が共に±Ｌｅの変位を受けるので、両バネ要素（第一バネ要素１２、第二バネ要素１３）のバネ反力が相殺する出力変換部材１１の正味作用力もゼロのままで出力油圧状態は全域不変である。一方、変換比制御部材５に作用するバネ要素による推力変化は、第二バネ要素１３のバネ反力のみであるから、±Ｌｅ×Ｋ１の範囲の連続的な推力変化となるのであるが、これと同期して、出力変換部材１１の移動変位によって多段油圧比変換機構６（変位増幅油圧ピストン機構２７、出力変位感応弁セット３４）の制御位相が連動変化するので、その出力差圧の段階的変化により基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力の値も段階的に変化して、変換比制御部材５に作用する。
【００８１】
そして、諸元関係としてＫ１×Ｌｅ＝（Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅとなる設定で、出力変換部材１１の移動変位の下限位相である−Ｌｅの変位位相において、多段油圧比変換機構６の全ての制御対象プランジャ対群５１の負推力側油室６１が油圧供給状態となり、出力変換部材１１の移動変位の上限位相である＋Ｌｅの変位位相においては、多段油圧比変換機構６の全ての制御対象プランジャ対群５１の正推力側油室６０が油圧供給状態となる制御位相関係に設定して、その出力変換部材１１の下限位相から上限位相に至る間でＮｃ（＝２(N+1)−１）段の均等多段変化制御としておけば、各制御段の中間位相毎に、変換比制御部材５に作用する第二バネ要素１３のバネ反力の値と、多段油圧比変換機構６の出力差圧が導かれている基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力の値が完全に相殺して、変換比制御部材５に作用する正味推力がゼロになる。
【００８２】
この均等多段変化制御において各々、変換比制御部材５に作用する正味推力がゼロになるストローク位相間のストローク幅Ｌｐは、Ｌｐ＝Ｌｅ／（２N−１）となり、この各段間領域中に、その多段変化の切り換りプロセス領域として、出力変位感応弁セット３４の両ポペット弁（油圧供給ポペット弁、油圧開放ポペット弁）共に閉弁状態となるヒステリシス領域が設定されるのであるが、その領域設定幅のストローク幅Ｌｐに対する比率をＣｈとすると、変換比制御部材５に作用する正味推力がゼロになる各制御段の中間位相から（（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位した時点でヒステリシス領域となり、そこから更に（Ｃｈ×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位するとヒステリシス領域の中間位相で、そこから更に（Ｃｈ×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位した時点で完全な隣接段に移行するプロセスを辿る。
【００８３】
参考に、系統数Ｎ＝２の構成による７段制御の場合の、この関係の概念図を図８に示す。
【００８４】
図８から分かるように、各段毎の変換比制御部材５に作用する正味推力の釣り合い点の状態を基準にすると、その状態から出力変換部材１１が（（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位した時点での第二バネ要素１３のバネ反力は（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変化するのに対し、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力の値は変化していないので、その正味推力として（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの推力が変換比制御部材５に作用することになる。この時点で変換比制御部材５を所望の制御位相に保持するには、この（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの制御操作力が必要になる。
【００８５】
その状態から更に僅かに出力変換部材１１が変位してヒステリシス領域に突入した場合、第二バネ要素１３のバネ反力が更に僅かに増して、それまでの制御保持力バランスが崩れ、変換比制御部材５が第二バネ要素１３のバネ反力増加方向に移動しようとするが、その方向の変位挙動は、多段油圧比変換機構６の出力差圧に抗して押し戻す方向になるので、ヒステリシス領域の特性上、自動的に多段油圧比変換機構６の出力差圧が１段増した状態に増強されて、その変換比制御部材５の変位挙動を抑え込む挙動となる。
【００８６】
この基準推力油圧ピストン機構８のヒステリシス領域における差圧推力の自動増強量は、差圧推力の段階変化の１段分で、（Ｋ１×Ｌｅ）／（２N−１）になるから、最初の釣り合い中間位相から（（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ変位したヒステリシス領域の終端位相においても、その変位挙動抑制能力には（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの余力が残り、このヒステリシス領域全域が、それまでの制御保持力（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）を増すことなく制御位相を保持できる領域になる。
【００８７】
そして、更に出力変換部材１１が変位してヒステリシス領域を超えると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力は、初期の釣り合い位相に対して（Ｋ１×Ｌｅ）／（２N−１）だけ増した状態に変化する。そのヒステリシス領域を超える時点での第二バネ要素１３のバネ反力は、初期の釣り合い位相に対して（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ増した状態にある。そのため、この境界点では、第二バネ要素１３のバネ反力より基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力の方が（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ上回ることになり、変換比制御部材５は第二バネ要素１３のバネ反力増加方向の逆方向に移動しようとするので、この変位位相で変換比制御部材５を所望の制御位相に保持するには、ヒステリシス領域の入り口位相における制御操作力と逆向きで同じ値の−（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの制御操作力が必要になり。その状態から更に出力変換部材１１の変位が増すに従い、第二バネ要素１３のバネ反力が増してくるので、制御位相保持に要する制御操作力は減ってゆき、初期の釣り合い位相からＬｅ／（２N−１)だけ変位した位相で、再度、初期の釣り合い位相と同様の釣り合い状態となる。
【００８８】
つまり、変換比制御部材５を所望の制御位相に保持しようとしている状況で、出力変換部材１１がストローク移動すると、そのストローク移動量でＬｅ／（２N−１）毎の周期で、変換比制御部材５の制御位相保持に要する制御操作力は±（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの変動を繰り返す制御操作負荷特性となる。
【００８９】
次に、出力変換部材１１のストローク位相が様々な位相で留まっている状況下で、変換比制御部材５を所望の制御位相に移動させようとする際の必要制御操作力について考察する。
【００９０】
出力変換部材１１が、第二バネ要素１３のバネ反力と基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力とが釣り合い状態にあるストローク位相に留まっている状況下では、変換比制御部材５に作用している正味推力はゼロである。この状態から変換比制御部材５をどのように移動させても、その移動変位による第二バネ要素１３のバネ反力の変動値と第三バネ要素１４のバネ反力の変動値とが常に相殺するので、この状況下では、制御操作の全域で変換比制御部材５の必要制御操作力はゼロの無負荷制御特性になる。
【００９１】
そして、出力変換部材１１のストローク位相がヒステリシス領域の入り口位相に留まっている状況下では、変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力増加方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ下回った値に変化する。そのため、（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となり、逆に変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力減少方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ上回った値に変化するので、（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となる。
【００９２】
同様に、出力変換部材１１のストローク位相がヒステリシス領域の出口位相に留まっている状況下では、変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力増加方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ下回った値に変化するので、（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となり、逆に変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力減少方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ上回った値に変化するので、（Ｋ１×（１−Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となる位置位相になる。
【００９３】
ちなみに、出力変換部材１１のストローク位相がヒステリシス領域の中間位相に留まっている状況下では、この状態から変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力増加方向に移動させようとする際には、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ下回った値に変化するので、（Ｋ１×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となり、逆に変換比制御部材５を第二バネ要素１３のバネ反力減少方向に移動させようとすると、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が第二バネ要素１３のバネ反力より（Ｋ１×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけ上回った値に変化するので、（Ｋ１×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）だけの移動負荷を伴った制御特性となる位置位相になる。
【００９４】
つまり、本実施形態において、あらゆるストローク位相状況下で、変換比制御部材５を確実に所望の制御位相位置に移動させるのに必要な制御操作力は、多段変化の段間幅Ｌｅ／（２N−１）内に設定するヒステリシス領域幅の比率をＣｈとすると、±（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）の範囲内で変動することになる。
【００９５】
従って、例えば、本実施形態に係る調圧装置１を用いた油圧アクチュエータシステムの、出力アクチュエータの最大推力容量を±Ｆａとし、ストローク容量を±Ｌａとした場合、出力変換部材１１に求められる最大推力Ｆｅｍａｘは、Ｆｅｍａｘ＝（Ｆａ×Ｌａ）／Ｌｅであり、この最大推力Ｆｅｍａｘを制御ストローク容量±Ｌｉで発揮させるための第二バネ要素１３のバネ定数はＫ１＝（Ｆａ×Ｌａ）／（Ｌｅ×Ｌｉ）となるから、出力アクチュエータを最大推力でフルストロークさせる場合に要する最大制御操作力は、（Ｆａ×Ｌａ×（１＋Ｃｈ））／（Ｌｉ×（２N−１）×２）となる。
【００９６】
ちなみにこれを、本発明の原理に依らず、単に静圧変換調圧機構４のみで構成した場合と比較してみると、変換比制御部材５が上限の＋Ｌｉの位相にあって、出力変換部材１１のストローク位相が下限の−Ｌｅの位置にあるとき、変換比制御部材５には（Ｌｅ＋Ｌｉ）×Ｋ１＝（（Ｌｅ＋Ｌｉ）×Ｆａ×Ｌａ）／（Ｌｅ×Ｌｉ）の移動推力が作用し、これが最大制御操作力となる。一方、これに対する本発明の原理を適用したときの制御操作力の比は（１＋Ｃｈ）／（２×（１＋Ｌｉ／Ｌｅ）×（２N−１））となり、例えばＣｈ＝１／２、Ｌｉ＝Ｌｅに設定した場合には、３／（８×（２N−１））になる。そのため、多段油圧比変換機構６の制御対象プランジャ対群５１の設置系統数Ｎの構成を６系統として１２７段階の調圧機能を与えた場合には最大制御操作力を１／１６８にも大幅に抑制できることが判る。
【００９７】
従って、油圧アクチュエータシステムの出力アクチュエータの最大推力容量とストローク容量が比較的小さく、制御ストローク容量を十分確保できる場合には、動力アシストに依存しない手動操作レベルでの静圧変換アナログ調圧制御（連続的な出力油圧の変換制御）を実現することが可能になる。
【００９８】
例えば、出力アクチュエータの最大推力容量を±１００ｋｇ、ストローク容量を±１５０ｍｍ、制御ストローク容量を±１５０ｍｍと想定し、Ｃｈ＝１／２に設定して、多段油圧比変換機構６の制御対象プランジャ対群５１を６系統で構成した場合、最大制御操作力は、１．２ｋｇ弱で済むので、手動操作レベルで十分制御可能な静圧変換油圧アクチュエータシステムが実現する。
【００９９】
ところで、このような飛躍的な最大制御操作力の抑制効果をもってしても、油圧推力のレベルは強大であるので、出力アクチュエータの最大推力容量とストローク容量を大きく設定し、制御ストローク容量を小さく抑えようとすると、その最大制御操作力の値は、直接的な手動操作では無理なレベルに達することもある。
【０１００】
このような大出力容量諸元においても、手動操作レベルの制御力で、出力アクチュエータ推力を任意の値に調整可能にするには、この制御挙動において変換比制御部材５に作用する、第二バネ要素１３のバネ反力と基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力との不釣合い力が、変換比制御部材５の所望の方向への移動抵抗力として作用する状況を補完する仕組みを追加することが考えられる。
【０１０１】
つまり、制御挙動において変換比制御部材５に作用する、第二バネ要素１３のバネ反力と基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力との不釣合い力は、出力アクチュエータのストローク移動に対して、周期的にその作用方向が反転する変動特性で、その不釣合い力の絶対値の最大値が（Ｆａ×Ｌａ×（１＋Ｃｈ））／（Ｌｉ×（２N−１）×２）なのであるから、これと同等以上の油圧推力を変換比制御部材５を移動させたい所望の方向に応じて作用させてやれば、操作力をほとんど要さずに、確実に変換比制御部材５を所望の方向へ移動させることが可能になる。
【０１０２】
この具体的な対処構造としては、例えば、図９〜図１１に示すように、多段油圧比変換機構６のマルチ推力合成プランジャ機構５２に、もう１系統の推力制御用の油圧プランジャ対（制御力補完プランジャ対６５）を追加し、その制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６及び負推力側油室６７への油圧供給状況を、変換比制御部材５を移動させたい所望の方向に応じて変化させる油圧回路切換弁機構６８を設けてやればよい。
【０１０３】
即ち、図９に示す実施形態に係る多段油圧比変換機構６は、変換比制御部材５の直接的な制御操作力として、供給油圧による油圧推力を用い、その油圧推力の作用方向を、油圧回路切換弁機構６８の操作によって切換えるものである。
【０１０４】
図９に示す実施形態に係る油圧回路切換弁機構６８は、４個のポペット弁６９〜７２と、それらポペット弁６９〜７２の開閉制御機構とを有し、４個のポペット弁６９〜７２は、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６及び負推力側油室６７の各々に対して、油圧開放回路６３との導通遮断を担う油圧開放弁と、油圧供給回路２１との導通遮断を担う油圧供給弁として割り当てられる。
【０１０５】
即ち、図９に示す実施形態に係る油圧回路切換弁機構６８は、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６と油圧開放回路６３とを接続する正側開放回路７５と、正側開放回路７５を開閉する正側油圧開放弁７１と、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６と油圧供給回路２１とを接続する正側供給回路７６と、正側供給回路７６を開閉する正側油圧供給弁７２と、制御力補完プランジャ対６５の負推力側油室６７と油圧開放回路６３とを接続する負側開放回路７３と、負側開放回路７３を開閉する負側油圧開放弁６９と、制御力補完プランジャ対６５の負推力側油室６７と油圧供給回路２１とを接続する負側供給回路７４と、負側供給回路７４を開閉する負側油圧供給弁７０とを有する。
【０１０６】
図９に示した実施形態では、手動操作による直接的な制御操作対象は油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材（図示せず）となり、このポペット弁開閉制御カム部材を移動変位させることで油圧回路切換弁機構６８のポペット弁の開閉状況を変化させ、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６及び負推力側油室６７の内のどちらに油圧を供給するのかを切り換える制御構造となる。
【０１０７】
油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材の制御位相が中立位相にあるとき、上記の４個のポペット弁６９〜７２は全て閉弁状態にあり、ポペット弁開閉制御カム部材を増圧制御方向に移動させると、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６に連なる正側油圧供給弁７２、及び、負推力側油室６７に連なる負側油圧開放弁６９の二つが開弁し、減圧制御方向に移動させると、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６に連なる正側油圧開放弁７１、及び、負推力側油室６７に連なる負側油圧供給弁７０の二つが開弁するように構成されている。
【０１０８】
この構成により、ポペット弁開閉制御カム部材の制御位相が中立位相にあるとき、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６及び負推力側油室６７の双方共に作動油の出入り自由度が閉塞状態にあるので、多段油圧比変換機構６のマルチ推力合成プランジャ機構５２のストローク変位が拘束状態にあり、その出力用プランジャ対５０の出力側油室２０に連なる基準推力油圧ピストン機構８のストローク変位もまた拘束状態となっている。そのため、この状況下では変換比制御部材５のストローク位相は固定状態となり、出力アクチュエータの推力状態は、そのストローク位相に拘らず変化しない。
【０１０９】
ここで、ポペット弁開閉制御カム部材の制御位相を増圧制御方向に移動させると、制御力補完プランジャ対６５の正推力側油室６６に連なる正側油圧供給弁７２と、制御力補完プランジャ対６５の負推力側油室６７に連なる負側油圧開放弁６９の二つが開弁するので、制御力補完プランジャ対６５には正方向の油圧推力が発生し、その大きさＦｐは、その受圧面積をＳｐとすると、Ｆｐ＝Ｐ０×Ｓｐとなり、マルチ推力合成プランジャ機構５２の出力用プランジャ対５０の基準推力側油室５７と出力側油室２０との間の差圧値がＦｐ／Ｓｃｅだけ変化するので、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が（Ｐ０×Ｓｐ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅだけ増圧移動方向に加算されることになる。一方、ポペット弁開閉制御カム部材の制御位相を減圧制御方向に移動させた場合には、基準推力油圧ピストン機構８の差圧推力が（Ｐ０×Ｓｐ×Ｓｃｉ）／Ｓｃｅだけ減圧移動方向に加算されることになる。
【０１１０】
図１に示す実施形態の場合に変換比制御部材５に作用する最大不釣合い力は（Ｋ１×（１＋Ｃｈ）×Ｌｅ）／（（２N−１）×２）であったが、関係式Ｌｅ×Ｋ１＝（Ｐ０×Ｓｃｔ×Ｓｃｉ）／ＳｃｅとＳｃｔ＝Ｓｃ１×（２N−１）を代入すれば（Ｐ０×Ｓｃ１×Ｓｃｉ×（１＋Ｃｈ））／（Ｓｃｅ×２）となる。
【０１１１】
従って、図９に示す実施形態において、制御力補完プランジャ対６５の受圧面積をＳｐ＞（Ｓｃ１×（１＋Ｃｈ））／２となるように設定しておけば、変換比制御部材５に作用する正味推力は、油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材の制御位相を増圧制御方向に移動させたとき、出力アクチュエータのストローク位相に拘らず、図９で左方向に作用し、油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材の制御位相を減圧制御方向に移動させたときには図９で右方向に作用する。そのため、その正味推力の作用で変換比制御部材５が自律的に所望の油圧比変化方向に移動運動し、所望の制御油圧に到達した時点でポペット弁開閉制御カム部材を中立位相に戻せば、その時点のストローク位相位置で変換比制御部材５が固定されるから、油圧比を所望の値に自在に制御できる。
【０１１２】
そして、この制御方式の場合に要する直接的な制御操作力は、出力アクチュエータの出力容量に拘らず、油圧回路切換弁機構６８のポペット弁開閉制御カム部材を移動させるだけの極めて僅かな力で、且つ、その操作ストローク量も極めて僅かな量で済むので、手動操作で自在に制御可能な調圧装置２が実現する。
【０１１３】
ちなみに、この制御力補完型の制御方式の場合、その制御動作において、その制御力補完エネルギー相当の供給油圧が消費されることになるが、その消費量は、補完制御推力の大きさに比例するので、本発明に依らず、単に静圧変換調圧機構４のみで構成した場合と比較すると、その（１＋Ｃｈ）／（２×（１＋Ｌｉ／Ｌｅ）×（２N−１））の制御エネルギー消費量となり、極めて僅かなエネルギー消費で無負荷操作制御できることが判る。
【０１１４】
以上要するに、上記の実施形態によれば、供給油圧を任意の出力油圧に連続的に変換する静圧変換調圧機構４において原理的に避け得ない、出力油の出入り挙動に伴う大きな静圧変換比制御反力変動を大幅に低減できるので、その調圧制御操作を動力アシストに依存しない手動で操作可能な調圧装置１、２が実現できる。
【０１１５】
以上、本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態には限定されず他の様々な実施形態を採ることが可能である。
【０１１６】
例えば、上記の実施形態では、油圧バネ要素（第一バネ要素１２、第二バネ要素１３、第三バネ要素１４）の組み合わせで構成した静圧変換調圧機構４に多段油圧比変換機構６を組み合わせた構成例に基づいて、本発明による作用を説明したが、本発明の原理による効果は、その静圧変換調圧機構４の構造形式の如何に拘らずもたらされるものである。例えば、図１２に示すような揺動レバー型の静圧変換調圧機構８０に本発明を適用することもできる。図１２に示すような揺動レバー型の静圧変換調圧機構８０に本発明を適用する場合には、揺動レバー型の静圧変換調圧機構８０において油圧比変化をもたらす変換比制御部材は、入出力油圧推力を揺動レバー（遥動部材）８４に作用させる半径位置を決める可動部材（スライダ）８５であり、出力変換部材のストローク位相に相当するのが、揺動部材８４の揺動角位相である。そのため、この揺動部材８４の揺動角位相によって変化する可動部材８５の移動推力変動に対抗する油圧推力発生ピストン機構（油圧推力発生機構要素）を設置しておいて、その油圧推力発生ピストン機構の油室に、多段油圧比変換機構を揺動部材８４の揺動角位相に応じて制御して得られる油圧差圧の多段変化を導いておく構成にすれば、上記の実施形態と全く同様の効果が得られる。
【符号の説明】
【０１１７】
１ 調圧装置
２ 調圧装置
４ 静圧変換調圧機構
５ 変換比制御部材
６ 多段油圧比変換機構
７ 油圧回路
８ 基準推力油圧ピストン機構（油圧推力発生機構要素）
９ 出力油圧ピストン機構
１０ 固定部材
１１ 出力変換部材
１２ 第一バネ要素
１３ 第二バネ要素
１４ 第三バネ要素
６５ 制御力補完プランジャ対
６８ 油圧回路切換弁機構
【特許請求の範囲】
【請求項１】
供給油圧を任意の出力油圧に変換する静圧変換調圧機構と、出力油の出入り挙動に伴って上記静圧変換調圧機構の変換比制御部材に発生する移動力と対抗する方向の油圧推力を発生する油圧推力発生機構要素と、出力油の出入り挙動と連動して供給油圧を多段階の制御油圧に静圧変換する多段油圧比変換機構と、該多段油圧比変換機構の多段階の制御油圧を上記油圧推力発生機構要素に導いておくことで、上記変換比制御部材に発生する移動力変動を相殺するための油圧回路とを備えたことを特徴とする調圧装置。
【請求項２】
上記多段油圧比変換機構は、上記変換比制御部材の直接的な制御操作力として、供給油圧による油圧推力を用い、その油圧推力の作用方向を、油圧回路切換弁機構の操作によって切換える請求項１に記載の調圧装置。
【請求項３】
上記油圧推力発生機構要素は、上記多段油圧比変換機構を構成するマルチ推力合成プランジャ機構の中に組み込んだ推力制御用のプランジャ対を有する請求項２に記載の調圧装置。
【請求項４】
上記静圧変換調圧機構は、供給油圧を受けて一定の基準油圧推力を発生する基準推力油圧ピストン機構と、該基準推力油圧ピストン機構に対して対向設置され、上記基準推力油圧ピストン機構の基準油圧推力を出力油圧に変換する出力油圧ピストン機構と、上記基準推力油圧ピストン機構と上記出力油圧ピストン機構との間に設置される出力変換部材と、入力要素である上記基準推力油圧ピストン機構の基準油圧推力に増減変化を加えるために、上記出力変換部材の移動方向に沿って固定部材に対してストローク運動可能に設けられる上記変換比制御部材と、上記出力変換部材と上記固定部材との間に介設される第一バネ要素と、上記出力変換部材と上記変換比制御部材との間に介設され、上記第一バネ要素のバネ定数とは正負が逆の関係のバネ定数をもつ第二バネ要素と、上記変換比制御部材と上記固定部材との間に介設され、上記第二バネ要素のバネ定数とは正負が逆の関係のバネ定数をもつ第三バネ要素とを有する請求項１から３のいずれかに記載の調圧装置。
【請求項１】
供給油圧を任意の出力油圧に変換する静圧変換調圧機構と、出力油の出入り挙動に伴って上記静圧変換調圧機構の変換比制御部材に発生する移動力と対抗する方向の油圧推力を発生する油圧推力発生機構要素と、出力油の出入り挙動と連動して供給油圧を多段階の制御油圧に静圧変換する多段油圧比変換機構と、該多段油圧比変換機構の多段階の制御油圧を上記油圧推力発生機構要素に導いておくことで、上記変換比制御部材に発生する移動力変動を相殺するための油圧回路とを備えたことを特徴とする調圧装置。
【請求項２】
上記多段油圧比変換機構は、上記変換比制御部材の直接的な制御操作力として、供給油圧による油圧推力を用い、その油圧推力の作用方向を、油圧回路切換弁機構の操作によって切換える請求項１に記載の調圧装置。
【請求項３】
上記油圧推力発生機構要素は、上記多段油圧比変換機構を構成するマルチ推力合成プランジャ機構の中に組み込んだ推力制御用のプランジャ対を有する請求項２に記載の調圧装置。
【請求項４】
上記静圧変換調圧機構は、供給油圧を受けて一定の基準油圧推力を発生する基準推力油圧ピストン機構と、該基準推力油圧ピストン機構に対して対向設置され、上記基準推力油圧ピストン機構の基準油圧推力を出力油圧に変換する出力油圧ピストン機構と、上記基準推力油圧ピストン機構と上記出力油圧ピストン機構との間に設置される出力変換部材と、入力要素である上記基準推力油圧ピストン機構の基準油圧推力に増減変化を加えるために、上記出力変換部材の移動方向に沿って固定部材に対してストローク運動可能に設けられる上記変換比制御部材と、上記出力変換部材と上記固定部材との間に介設される第一バネ要素と、上記出力変換部材と上記変換比制御部材との間に介設され、上記第一バネ要素のバネ定数とは正負が逆の関係のバネ定数をもつ第二バネ要素と、上記変換比制御部材と上記固定部材との間に介設され、上記第二バネ要素のバネ定数とは正負が逆の関係のバネ定数をもつ第三バネ要素とを有する請求項１から３のいずれかに記載の調圧装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【公開番号】特開２０１０−１９０３０１（Ｐ２０１０−１９０３０１Ａ）
【公開日】平成２２年９月２日（２０１０．９．２）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００９−３４４０３（Ｐ２００９−３４４０３）
【出願日】平成２１年２月１７日（２００９．２．１７）
【出願人】（００００００１７０）いすゞ自動車株式会社 (1,721)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２２年９月２日（２０１０．９．２）
【国際特許分類】
【出願日】平成２１年２月１７日（２００９．２．１７）
【出願人】（００００００１７０）いすゞ自動車株式会社 (1,721)
【Ｆターム（参考）】
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