JP3826326B2

JP3826326B2 - Railway vehicle vibration control system

Info

Publication number: JP3826326B2
Application number: JP04209696A
Authority: JP
Inventors: 正明内山
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 1996-02-05
Filing date: 1996-02-05
Publication date: 2006-09-27
Anticipated expiration: 2016-02-05
Also published as: JPH09207775A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、鉄道車両に用いられる振動制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の鉄道車両用振動制御装置の一例として、図１７に示すものがある。図において、鉄道車両の台車１には、車輪２が回動可能に支持されており、鉄道車両は車輪２を介しコンクリート軌道の１本のレール３に沿って走行するようになっている。
【０００３】
台車１には、車体４がエアばね等のばね部材５を介して水平方向及び上下方向に揺動可能に支持されている。台車１及び車体４には、車両横方向で相対向するように台車側、車体側ブラケット６，７が取り付けられている。
台車側、車体側ブラケット６，７の間には、図示しないピストン及び減衰力調整機構を有した、減衰係数調整可能のダンパ８が介装されており、進行方向に対して水平横方向の車体４の運動を規制するようになっている。
ダンパ８のアクチュエータ９に接続してコントローラ１０が設けられている。
コントローラ１０は、あらかじめダンパ８の電流・減衰力特性データを格納し、例えば車体４の水平横方向速度から目標減衰係数を求め、この目標減衰係数に対応する電流を図示しない比例ソレノイド等のアクチュエータ９に出力してダンパ８に所望の減衰係数を設定して減衰力を発生させ車体４の揺動を抑制するようにしている。
【０００４】
ここで、発生する減衰力Ｆ_saは、車体４の水平横方向（図１７左方向）の速度Ｖ₂ 、台車１の水平横方向（同図右方向）の速度Ｖ₁ とし、設定された減衰係数をＣ_saとすると、次式で求められる。
Ｆ_sa＝Ｖ₂₁×Ｃ_sa … … （１）
（但し、Ｖ₂₁はダンパ速度で、Ｖ₂₁＝Ｖ₂ −Ｖ₁ ）
【０００５】
この鉄道車両用振動制御装置では、ダンパ速度Ｖ₂₁としては所定の代表的な値を入力しており、所定のダンパ速度のときの電流・減衰力特性データがコントローラ１０に格納されている。このため、ダンパ速度Ｖ₂₁が変化した際には、減衰係数が同等であっても得られる減衰力が異なり、良好な振動抑制を果たすことができなくなってしまうという問題点があった。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上記問題点に対し、ダンパ速度センサ、ダンパ変位センサ等のセンサ（以下、代表してダンパ速度センサという。）を設けてダンパ速度に応じてデータの補正を行って所望の減衰力を得るようにすることが考えられる。しかしながら、ダンパ速度センサ、ダンパ変位センサを備えると、信頼性低下、保守性の低下を招くことになり、このセンサの使用は極力、避けたいというのが実情であった。
【０００７】
なお、制振性能の向上のために、図１６に示すようにスカイフックダンパ８を用いた制御装置を設定し、現実のデータをこの制御装置のデータに置き換えて振動抑制制御（以下、適宜、スカイフック理論による制御という。）を行うことがある。図１６に示す装置は、図１７の装置が台車１と車体４との間にダンパ８を介装したのに代えて、ダンパ８を、車体４と、この車体４の右側に仮想的に設けた固定部との間に介装したことが異なっている。以下、適宜、図１６のダンパ８をスカイフックダンパ８ｋ、図１７のダンパ８をセミアクティブダンパ８ａという。
【０００８】
図１６に示す装置では、スカイフックダンパ８ｋの減衰係数がＣ_sky に設定されている際に、車体４ひいてはスカイフックダンパ８ｋが速度（左右絶対速度＝ダンパ速度）Ｖ₂ で揺動する際に、スカイフックダンパ８ｋは例えば大きさＦ_sky の減衰力を発生する。このことは次式（２）で表せられる。
Ｆ_sky ＝Ｖ₂ ×Ｃ_sky … … （２）
【０００９】
一方、セミアクティブダンパ８ａでは、車体４が速度（左右絶対速度）Ｖ₂₁で揺動する際に、セミアクティブダンパ８ａの減衰係数がＣ_saに設定されていると、セミアクティブダンパ８ａは例えば大きさＦ_saの減衰力を発生する。このことは前記式（１）と同様に次式で表せられる。
Ｆ_sa＝Ｖ₂₁×Ｃ_sa … … （１）
【００１０】
ここで、セミアクティブダンパ８ａの減衰力Ｆ_saは前記式（１）で求められ、この値とスカイフックダンパ８ｋの減衰力Ｆ_saとが同等（Ｆ_sky ＝Ｆ_sa）になるようにする。このときの変換式は次式（３）で示される。
Ｆ_sa＝Ｖ₂ ×Ｃ_sky … … （３）
（但し、Ｖ₂ ×Ｖ₂₁＜０のとき、Ｃ_sa＝最小値）
なお、式（３）中、但し書きは、スカイフックダンパ８ｋとセミアクティブダンパ８ａとは、発生する力の方向が常には同じにならないので、異なる方向の力を発生するときはセミアクティブダンパ８ａを最小減衰力を発生する指示値（減衰係数）に設定することを示している。
【００１１】
式（３）から明らかなように、ばね上の速度Ｖ₂ に比例した減衰力をセミアクティブダンパ８ａで発生させることによりスカイフックダンパ８ｋを用いた振動抑制制御を行って（すなわち、スカイフックダンパ８ｋを構成できて）、制振性能の向上を図ることが可能となる。
【００１２】
本発明は、上記事情に鑑みてなされたもので、ダンパ速度センサを用いずに前述のスカイフック理論の制御を行って適正な振動抑制を図ることができる鉄道車両用振動制御装置を提供することを目的とする。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
請求項１の発明は、鉄道車両の台車と該台車に水平方向に揺動可能に支持された車体との間における進行方向の前、後側に、進行方向に対して水平横方向の車体の運動を規制するように介装された減衰係数調整可能の前、後側のダンパと、車体の前、後側の水平横方向速度から水平横方向成分、ヨー成分を求め、該水平横方向成分、ヨー成分にそれぞれ対応する前、後側の目標減衰係数を示す前、後側の減衰係数指示信号をそれぞれ前記前、後側のダンパに出力して前記前、後側の目標減衰係数を設定させるコントローラとを備えた鉄道車両用振動制御装置において、車体の前、後側の水平横方向加速度を検出する加速度検出手段を有し、前記前、後側の目標減衰係数を前記加速度検出手段が検出した前、後側の水平横方向加速度から得られる除算用加速度で常に除算することにより前記前、後側の目標減衰係数を補正して前記減衰係数指示信号を出力することを特徴とする。
請求項１の構成において、水平横方向加速度が小さいときは、目標減衰係数が過大にならないように水平横方向加速度の最小値に制限を設けてもよい。また、請求項１又は２の構成において、水平横方向加速度が大きいときは、目標減衰係数が過小にならないように水平横方向加速度の最大値に制限を設けてもよい。
【００１７】
請求項４の発明は、鉄道車両の台車と該台車に水平方向に揺動可能に支持された車体との間における進行方向の前、後側に、進行方向に対して水平横方向の車体の運動を規制するように介装された減衰係数調整可能の前、後側のダンパと、車体の前、後側の水平横方向速度から水平横方向成分、ヨー成分を求め、該水平横方向成分、ヨー成分にそれぞれ対応する前、後側の目標減衰力を示す前、後側の減衰力指示信号をそれぞれ前記前、後側のダンパに出力して前記前、後側の目標減衰力に対応する前、後側の減衰係数を設定させるコントローラとを備えた鉄道車両用振動制御装置において、車体の前、後側の水平横方向加速度を検出する前、後側の加速度検出手段を有し、前記各減衰力指示信号を、各目標減衰力の２倍の値から前記各水平横方向加速度に車体質量を乗算した値を減算して求めた値になるように補正することを特徴とする。
【００１８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の第１実施の形態の鉄道車両用振動制御装置を図１ないし図１０に基づいて説明する。なお、図１６、図１７に示す部材、部分と同等の部材、部分についての図示、説明は、適宜、省略する。
この装置では、図１に示すように、台車１が車輪２を介して２本のレール３に走行可能に載置されている。車輪２を回動可能に支持する軸１１と台車１との間にはばね部材５が介装されている。車体４の前、後側には、車体４の前、後側の水平横方向の加速度を検出する前、後側の横加速度センサ１２ｆ，１２ｒが設けられている。
【００１９】
図１、図２において、ダンパ８は車両の前、後側に設けられた前、後側のダンパ８ｆ，８ｒからなっている。前、後側のダンパ８ｆ，８ｒは、油液が封入されたダンパ本体１３と、ダンパ本体１３に変位可能に収納されたピストン（図示省略）と、ピストンに固定され一端部がダンパ本体１３から突出するシャフト１４と、ピストンを含むダンパ本体１３内に設けられ、油液流路（図示省略）の調整により減衰力を発生する減衰力発生機構（図示省略）と、この減衰力発生機構を作動して減衰力を調整するバルブ機構１５と、後述する制御電流を入力してバルブ機構１５を駆動する比例ソレノイド１６とから、なっており、ダンパ本体１３が車体側ブラケット７に固定され、シャフト１４が台車側ブラケット６に固定されている。
【００２０】
ダンパ８は、図３、図４に示す減衰力特性を有している。ここで、図３は、比例ソレノイド１６に供給される電流Ｉに対するピストンのスピード（ダンパ８スピード）１０cm／s のときの減衰力を示したものである。ダンパ８は、通常電流Ｉ₂ では減衰力は、伸び側、縮み側共に小さい値（ソフト）になっている。電流ＩをＩ₂ からＩ₁ へと小さくすると、減衰力特性は、縮み側減衰力を小さい（ソフト）状態で伸び側の減衰力が大きく（ハードに）なる。これに対して、電流ＩをＩ₂ からＩ₃ へと大きくしていくと、伸び側減衰力を小さい（ソフト）状態で縮み側の減衰力が大きく（ハードに）なる。
【００２１】
また、図４は、ピストンのスピードに対する減衰力を示している。電流ＩがＩ₁ からＩ₂ の間では、縮み側は、実線Ｅ₁ に示すように略一定値の状態で伸び側が実線Ｅ₂ から実線Ｅ₃ の間の減衰力を得ることになる。また、電流がＩ₂ からＩ₃ の間では、伸び側減衰力は実線Ｅ₃ に示すように略一定の状態で、縮み側減衰力が実線Ｅ₁ から実線Ｅ₄ の間で可変になる。
【００２２】
コントローラ１０は、図５に示すように電力供給を受ける（ステップS1）と、まず初期設定を行なって（ステップS2）制御周期に達したか否かを判定する（ステップS3）。ステップS3では、制御周期に達したと判定するまで繰り返して制御周期に達したか否かを判定する。
【００２３】
ステップS3で制御周期に達したと判定すると、前制御周期の電流信号に基づいてアクチュエータ（比例ソレノイド１６）を駆動し電流信号に対応する減衰係数を得る（ステップS4）。続いてステップS5でアクチュエータ以外の機構（ＬＥＤなど）に信号を出力して制御する。次に横加速度センサ１２ｆ，１２ｒから横加速度信号αを読み込む（ステップS6）。続いて横加速度信号αに基づいて図６の演算処理を行って、目標減衰係数Ｃを求め、これに対応する電流Ｉの決定を行い（ステップS7）、次の制御周期のステップS4で電流信号に基づいてアクチュエータ（比例ソレノイド１６）を駆動して所望の減衰係数を得る。
【００２４】
ここで、上記ステップS7の演算処理内容を前側の横加速度センサ１２ｆの検出信号を対象にして図６に基づいて説明する。なお、後側の横加速度センサ１２ｒの検出信号についても以下に示す図６と同等の処理が行われるが、その図示、説明は、適宜、省略する。
まず、横加速度センサ１２ｆで検出された横加速度αはブロックＢ１で積分処理され、これにより横速度Ｖが得られ、この横速度ＶがブロックＢ２に送られる。ブロックＢ２ではハイパスフィルタ処理を実行しブロックＢ１の積分誤差を除去する。
【００２５】
ブロックＢ２からの横速度ＶにブロックＢ３で制御周波数帯域を制限するローパスフィルタ処理を行う。ブロックＢ３でローパスフィルタ処理を行うことにより、ノイズ成分などの余分な高周波成分や非制御周波数領域を制限することができる。
ブロックＢ３のローパスフィルタ処理後の信号に、ブロックＢ４でゲインＫ₁ を乗算し制御量の大きさを最適な値に設定して速度データＶ′を得る。この速度データＶ′が補正部Ｂ５で目標減衰係数Ｃに変換されて選択部Ｂ６に送られ制御電流Ｉとして比例ソレノイド１６に送られる。選択部Ｂ６では、あらかじめ設定された、目標減衰係数Ｃとこれに対応する電流信号（便宜上、図６のブロックＢ６中にこの情報を示すグラフを模式的に示している。）とを格納しており、前記補正部Ｂ５からの目標減衰係数Ｃをアドレスとして指定し、これに対応する電流信号が出力される。
【００２６】
補正部Ｂ５は、横加速度センサ１２ｆ側にブロックＢ７を介して接続されている。ブロックＢ７は、図６に示すような加速度αと除算用加速度Ｊを対応して格納している。すなわち、加速度αの絶対値が小さい（Ａ≠０）領域では除算用加速度Ｊを、加速度αの正負に対応した正負の一定値とし、加速度αの絶対値が大きい領域では除算用加速度Ｊを加速度αに略比例した値とし、Ａ＝０の際には、前記正負の一定値（Ｊ≠０）としている。Ａ＝０の際には、正負の一定値（Ｊ≠０）とすることにより、後述するように補正部Ｂ５の演算においてブロックＢ４からの速度データを「０」で除算しないようにしている。
そして、ブロックＢ７は、横加速度センサ１ｆからの加速度αに応じた除算用加速度ＪをブロックＢ７に出力する。補正部Ｂ５は、ブロックＢ４からの速度データＶを除算用加速度Ｊで除算して目標減衰係数ＣとしてブロックＢ６に出力している。
【００２７】
ブロックＢ７に格納するデータは、図７、図８または図９に示すようなデータでもよい。
図７に示すデータは、加速度αの絶対値が小さい領域では除算用加速度Ｊを一定値とし、加速度αの絶対値が大きい領域では除算用加速度Ｊを加速度αに略比例した値としたものになっている。
図８に示すデータは、加速度αの絶対値が小さい領域における除算用加速度Ｊを一定値としているが、その値は図７に示すものに比して大きく設定し、補正部Ｂ５で得られる目標減衰係数Ｃが過大になるのを防止している。
図９に示すデータは、図７に示すデータに比して、加速度αが最大、または最小側の領域において一定値とし、補正部Ｂ５で得られる目標減衰係数Ｃが過小になるのを防止している。
【００２８】
上述したように、補正部Ｂ５でブロックＢ４からの速度データを除算用加速度Ｊで除算して目標減衰係数Ｃを求めるようにしたのは、制御データを次のように変換してスカイフック理論による制御を可能なものとするためである。
すなわち、式（１）を変換すると、式（２）のＦ_sa＝Ｖ₂₁×Ｃ_saから、
Ｖ₂₁×Ｃ_sa＝Ｖ₂ ×Ｃ_sky … … （３）
となる。この式から次式（４）が導かれる。
Ｃ_sa＝（Ｖ₂ ／Ｖ₂₁）×Ｃ_sky … … （４）
【００２９】
式（４）は、セミアクティブダンパ８ａの減衰係数をダンパ速度で補正することにより、得られる目標減衰係数Ｃがスカイフックダンパ８ｋの減衰係数と等価なものになることを示している。このとき、ダンパ速度が速い場合には、減衰力がばね力に対して大きくなるため、車体４の加速度と減衰力とが比例関係に近くなり、式（４）の除算用のＶ₂₁は車体４の加速度αで置き換えられ、式（４）は、式（５）に変換される。
Ｃ_sa＝（Ｖ₂ ／α）×Ｃ_sky … … （５）
【００３０】
この式（５）は、セミアクティブダンパ８ａの減衰係数を加速度αで補正することにより、得られる目標減衰係数Ｃがスカイフックダンパ８ｋの減衰係数と等価なものになることを示している。このため、補正部Ｂ５の処理を行うことにより、スカイフックダンパ８ｋによる各種データを用いた振動抑制制御が行われ（すなわち、スカイフックダンパ８ｋが構成され）、制振性能の向上を図ることが可能となる。
また、良好な制振性の確保をダンパ速度センサを用いずに達成するので、装置のコストアップを招かず、かつ保守性を損ねることがない。
【００３１】
上述した実施の形態では、本発明の装置を、レール３が２本であるタイプの鉄道車両に用いた例を示したが、本発明はこれに限定されず、図１０に示すモノレールタイプの鉄道車両に用いてもよい。図１０に示す装置は、図１の装置に比して、２本のレール３に代えて、コンクリート軌道の１本のレール３を有したものになっていること、図１の装置で用いた軸１１と台車１との間に介装したばね部材５を用いないことが異なっている。
【００３２】
また、図６の制御に代えて、図１１に示すように水平横方向の移動、ヨーに係る制御（以下、水平横方向、ヨー制御という。）に際し、スカイフック理論の制御を行えるように構成してもよい。図１１において、合成部Ｂ１０は、前、後側の速度を加算し（すなわち、車体の前、後側の水平横方向速度から両速度の和に相当する水平横方向成分を得）、減算処理部Ｂ１１は、前側の速度から後側の速度を引く減算処理を行う（すなわち、車体の前、後側の水平横方向速度から両速度の差に相当するヨー成分を得る）。合成部Ｂ１０、減算処理部Ｂ１１には、ブロックＢ４、Ｂ３を介して上述したのと同等の補正部Ｂ５が接続されている。補正部Ｂ５には、それぞれ合成部Ｂ１２、減算処理部Ｂ１３を介して、前、後側のブロックＢ６が接続されている。合成部Ｂ１２は、両補正部Ｂ５からの信号を加算する。また、減算処理部Ｂ１３は、水平横方向側の補正部Ｂ５の出力値からヨー側の補正部Ｂ５１の出力値を減算する。補正部Ｂ５は、前、後側の横加速度センサ１２ｆ，１２ｒ側にそれぞれ、上述したのと同等のブロックＢ７を介して接続されている。
【００３３】
この装置では、合成部Ｂ１０、合成部Ｂ１２を設けることにより、車両が水平横方向移動することを検出すると共に、減算処理部Ｂ１１、ブロックＢ１３を設けることにより、車両がヨー移動するのを検出し、検出データに応じてブロックＢ６等により所望の減衰係数を設定して水平横方向移動、ヨー移動を抑制する。また、補正部Ｂ５の処理を行うことにより、上述したのと同様にスカイフックダンパ８ｋによる各種データを用いた振動抑制制御が行われ（すなわち、スカイフックダンパ８ｋが構成され）、制振性能の向上を図ることが可能となる。
【００３４】
次に、図１２ないし図１４に基づいて本発明の第２実施の形態を説明する。なお、図１ないし図１１に示す部材、部分と同等の部材、部分についての説明、図示は、適宜、省略する。
【００３５】
この装置のコントローラ１０は、図１２に示すように、図５のステップS7に代えて、目標減衰力Ｄを決定するステップS7A 、及び目標減衰力Ｄの補正を行うと共に目標減衰力Ｄに対応する目標電流（制御電流）Ｉの決定を行うステップS7B を設けている。
また、図１３に示すように、図６の補正部Ｂ５に代えて、乗算部Ｂ２０及び減算部Ｂ２１を設け、かつブロックＢ７に代えてブロックＢ２３を設けている。乗算部Ｂ２０は、ブロックＢ４からのデータに「２」を乗算して減衰力Ｄを得る。ブロックＢ２３は、横加速度αに車体４の質量Ｍを乗算して推定荷重Ｆ（＝Ｍα）を出力する。減算部Ｂ２１は、Ｄ−Ｍαの演算を行う。本実施の形態では、乗算部Ｂ２０、減算部Ｂ２１及びブロックＢ２３が補正部を構成している。
【００３６】
減算部Ｂ２１が、前述したようにＤ−Ｍαの演算を行うように構成したのは、スカイフック理論による制御を行えることに基づくものである。このことを、図１４に基づいて説明する。
図１４は、図４の伸び側部分について細かく区切って示したものである。横軸がピストンスピード（ダンパ速度）で、縦軸が減衰力であり、電流をパラメータとして示している。
【００３７】
図中、実線Ｅ₅ は、本装置のコントローラ１０に格納したデータであり、Ｉ₁ 〜Ｉ₂ 間の所定電流におけるダンパ８のピストンスピード・減衰力特性（電流特性）を示し、ダンパ速度（Ｖ）をｘ、減衰力（Ｙ）をｙとすると、次式（６）で表すことができる。
ｙ＝ａｘ＋ｂ₁ （ａ，ｂ₁ ；定数） … … （６）
ここで、目標減衰力が減衰力Ｙ₂ とされると、ピストンスピードが減衰力Ｙ₂ （◎印）に対応するＶ₁ であれば、最適な減衰力制御を行えるが、仮にピストン速度がＶ₂ になっていると、実線Ｅ₅ 中の●印で示す減衰力Ｙ₃ （Ｙ₃ ＞Ｙ₂ ）を発生し、振動抑制が過剰に行われてしまうことになる。前記減衰力Ｙ₃ は、略、横方向加速度αに車体４の質量Ｍを乗算した値となる。
【００３８】
前記過剰な振動抑制を防止するために、次のようにセミアクティブダンパ８ａへの制御データの変換処理を行う。すなわち、ピストンスピードＶ₂ においてスカイフックダンパ８ｋの減衰力Ｙ₂ （◎と等価な○印）を得られるようなセミアクティブダンパ８ａの制御電流を求めれば良い。なお、電流特性（横軸；ピストンスピード（ダンパ速度）、縦軸；減衰力）は、ダンパ速度が比較的大きな場合には、その傾きは同等であり、式で示すと次式（７）で示され、図１４には実線Ｅ₆ で表せる。
ｙ＝ａｘ＋ｂ₂ （ａ，ｂ₂ ；定数） … … （７）
【００３９】
そのため、
◎印の座標（目標減衰力）（Ｖ₁ ，Ｙ₂ ）
●印の座標（実際に発生している力）（Ｖ₂ ，Ｙ₃ ）
○印の座標（Ｖ₂ における目標減衰力）（Ｖ₂ ，Ｙ₂ ）
△印の座標（Ｖ₂ における目標減衰力をダンパスピードＶ₁ に変換した場合の座標）（Ｖ₁ ，Ｙ₀ ）
を前記式（６）、（７）にそれぞれ代入し、整理することにより、
Ｙ₀ ＝２×Ｙ₂ −Ｙ₃ … … （８）
が、得られ、これによりＹ₀ を推定することができる。そこで、このＹ₀ に従ってコントローラ１０に予め格納された、電流・減衰力特性データを参照し、電流を決定すると、補正後に実際に発生する減衰力は、ダンパスピードがＶ₂ になっているため○印の座標に位置し、スカイフック理論で目標とした減衰力◎印の座標（Ｙ₂ ）を発生させることができる。
【００４０】
ここで、Ｙ₂ は、実際の目標減衰力（図１３中ブロックＢ４の出力に相当する。）であるから明かである。なお、２×Ｙ₂ は図１３中ブロックＢ２０の出力である減衰力Ｄに相当する。Ｙ₃ は、Ｍαであり、これは図１３中ブロックＢ２３の出力である推定荷重Ｆに相当する。
すなわち、目標減衰力の２倍の値から実際に車体４に働いている力を引いた値に基づいて比例ソレノイド１６を制御することによりスカイフック理論による制御を構成でき、これにより制振性能の向上を図ることが可能になる。
【００４１】
また、図１３の制御に代えて、図１５に示すように水平横方向、ヨー制御に際し、スカイフック理論の制御を行えるように構成してもよい。この装置では、合成部Ｂ１０（図１１参照）、図１５に示すように合成部Ｂ１２を設けることにより、車両が水平横方向移動することを検出すると共に、減算処理部Ｂ１１（図１１参照）、ブロックＢ１３を設けることにより、車両がヨー移動するのを検出し、検出データに応じてブロックＢ６等により所望の減衰係数を設定して水平横方向移動、ヨー移動を抑制する。また、図１３に示したようにブロックＢ２０、ブロックＢ２１、ブロックＢ２３による演算処理により、上述したのと同様にスカイフックダンパ８ｋによる各種データを用いた振動抑制制御が行われ（すなわち、スカイフックダンパ８ｋが構成され）、制振性能の向上を図ることが可能となる。
【００４２】
【発明の効果】
請求項１記載の発明によれば、セミアクティブダンパの減衰係数がスカイフックダンパの減衰係数に対しダンパ速度に反比例し、かつダンパ速度がダンパ速度が大きい時に車体横加速度に略比例することにより、加速度データを用いてセミアクティブダンパの減衰係数の算出が図れ、スカイフックダンパの構成が可能となって良好な制振性を維持できる。また、良好な制振性の確保をダンパ速度センサを用いずに達成するので、装置のコストアップを招かず、かつ保守性を損ねることがない。
【００４３】
請求項４記載の発明によれば、セミアクティブダンパ、スカイフックダンパの電流をパラメータとしたダンパ速度・減衰力特性から、セミアクティブダンパの目標減衰力指示値が目標減衰力の２倍の値から水平横方向加速度に車体質量を乗算した値を減算して求めた値になるように補正することにより、セミアクティブダンパの減衰力をスカイフックダンパで等価的に置き換えることが可能となるので、スカイフックダンパの構成が可能となって良好な制振性を維持できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施の形態の鉄道車両用振動制御装置を模式的に示す図である。
【図２】同鉄道車両用振動制御装置のダンパを示す正面図である。
【図３】同ダンパのピストンスピード・減衰力特性を示す図ある。
【図４】同ダンパの電流・減衰力特性を示す図である。
【図５】同鉄道車両用振動制御装置のコントローラの制御内容を示すフローチャートである。
【図６】同コントローラのステップS7の処理内容を模式的に示すブロック線図である。
【図７】図６のブロックに格納するデータの一例を示す加速度・除算用加速度特性を示す図である。
【図８】図７のデータに代える他の加速度・除算用加速度特性を示す図である。
【図９】さらに他の加速度・除算用加速度特性を示す図である。
【図１０】モノレールタイプの鉄道用車両を模式的に示す図である。
【図１１】図６に代える制御ブロック図である。
【図１２】本発明の第２実施の形態の鉄道車両用振動制御装置のコントローラの処理内容を示すフローチャートである。
【図１３】同鉄道車両用振動制御装置の制御ブロック図である。
【図１４】同鉄道車両用振動制御装置のダンパをスカイフックダンパに置き換えるための説明図である。
【図１５】図１３に代える制御ブロック図である。
【図１６】スカイフックダンパを説明するための模式図である。
【図１７】従来の鉄道車両用振動制御装置の一例を模式的に示す図である。
【符号の説明】
１台車
４車体
８ｆ，８ｒ前、後側のダンパ
１０コントローラ
１２ｆ，１２ｒ前、後側の横加速度センサ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a vibration control device used for a railway vehicle.
[0002]
[Prior art]
An example of a conventional railway vehicle vibration control apparatus is shown in FIG. In the figure, wheels 2 are rotatably supported on a bogie 1 of a railway vehicle, and the railway vehicle travels along one rail 3 of a concrete track via the wheels 2.
[0003]
A vehicle body 4 is supported on the carriage 1 through a spring member 5 such as an air spring so as to be swingable in the horizontal direction and the vertical direction. Carriage side and vehicle body side brackets 6 and 7 are attached to the vehicle 1 and the vehicle body 4 so as to face each other in the lateral direction of the vehicle.
Between the carriage side and the vehicle body side brackets 6 and 7, a damper 8 having a piston and a damping force adjusting mechanism (not shown) and having an adjustable damping coefficient is interposed. The movement of 4 is regulated.
A controller 10 is provided in connection with the actuator 9 of the damper 8.
The controller 10 stores the current / damping force characteristic data of the damper 8 in advance, obtains a target damping coefficient from, for example, the horizontal lateral speed of the vehicle body 4, and supplies a current corresponding to the target damping coefficient to an actuator 9 such as a proportional solenoid (not shown). And a desired damping coefficient is set in the damper 8 to generate a damping force so as to suppress the swing of the vehicle body 4.
[0004]
Here, the generated damping force F _sa Is the speed V of the vehicle body 4 in the horizontal lateral direction (left direction in FIG. 17). ₂ , The speed V of the cart 1 in the horizontal horizontal direction (right direction in the figure) ₁ And the set attenuation coefficient is C _sa Then, it is calculated | required by following Formula.
F _sa = V _{twenty one} × C _sa ... (1)
(However, V _{twenty one} Is the damper speed, V _{twenty one} = V ₂ -V ₁ )
[0005]
In this railway vehicle vibration control apparatus, the damper speed V _{twenty one} A predetermined representative value is input, and current / damping force characteristic data at a predetermined damper speed is stored in the controller 10. For this reason, the damper speed V _{twenty one} When the change occurs, the damping force obtained is different even if the damping coefficient is the same, and there is a problem that it becomes impossible to achieve satisfactory vibration suppression.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In order to solve the above problems, a sensor such as a damper speed sensor and a damper displacement sensor (hereinafter, typically referred to as a damper speed sensor) is provided to correct data according to the damper speed to obtain a desired damping force. It is possible to do. However, if a damper speed sensor and a damper displacement sensor are provided, the reliability and maintainability will be reduced, and the actual situation is that the use of this sensor should be avoided as much as possible.
[0007]
In order to improve the vibration damping performance, a control device using the skyhook damper 8 is set as shown in FIG. 16, and vibration suppression control (hereinafter referred to as appropriate) is performed by replacing actual data with data of the control device. Control by Skyhook theory). In the apparatus shown in FIG. 16, the damper 8 is virtually provided on the vehicle body 4 and on the right side of the vehicle body 4 in place of the damper 8 interposed between the carriage 1 and the vehicle body 4 in the apparatus of FIG. It is different that it is interposed between the fixed part. Hereinafter, the damper 8 in FIG. 16 is referred to as a skyhook damper 8k, and the damper 8 in FIG.
[0008]
In the apparatus shown in FIG. 16, the attenuation coefficient of the skyhook damper 8k is C. _sky When the vehicle body 4 is set, the speed of the vehicle body 4 and consequently the skyhook damper 8k (absolute left / right speed = damper speed) V ₂ For example, the size of the skyhook damper 8k is F. _sky Generates a damping force. This can be expressed by the following equation (2).
F _sky = V ₂ × C _sky ... (2)
[0009]
On the other hand, in the semi-active damper 8a, the vehicle body 4 moves at a speed (absolute left / right speed) V. _{twenty one} When swinging with the semi-active damper 8a, the damping coefficient of the semi-active damper 8a is C _sa For example, the semi-active damper 8a has a size F, for example. _sa Generates a damping force. This can be expressed by the following equation as in the equation (1).
F _sa = V _{twenty one} × C _sa ... (1)
[0010]
Here, the damping force F of the semi-active damper 8a _sa Is obtained by the above equation (1), and this value and the damping force F of the skyhook damper 8k. _sa Is equivalent (F _sky = F _sa ). The conversion formula at this time is shown by the following formula (3).
F _sa = V ₂ × C _sky ... (3)
(However, V ₂ × V _{twenty one} <0, C _sa = Minimum value)
In equation (3), however, the direction of the generated force is not always the same between the skyhook damper 8k and the semi-active damper 8a. Therefore, when generating forces in different directions, the semi-active damper 8a This indicates that the instruction value (attenuation coefficient) for generating the minimum damping force is set.
[0011]
As is apparent from equation (3), the sprung speed V ₂ The vibration suppression control using the skyhook damper 8k (ie, the skyhook damper 8k can be configured) can be performed by generating a damping force proportional to the amount by the semi-active damper 8a to improve the damping performance. It becomes possible.
[0012]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and provides a railway vehicle vibration control apparatus capable of controlling the above-described Skyhook theory without using a damper speed sensor to achieve appropriate vibration suppression. With the goal.
[0015]
[ Means for solving the problem ]
Claim 1 The invention regulates the movement of the vehicle body in the horizontal and lateral direction with respect to the traveling direction on the front and rear sides of the traveling direction between the bogie of the railway vehicle and the vehicle body supported by the cart so as to be swingable in the horizontal direction. The horizontal and horizontal components and yaw components are calculated from the front and rear dampers and the front and rear horizontal lateral speeds of the damping coefficient that can be adjusted. A controller for setting the front and rear target damping coefficients by outputting front and rear damping coefficient instruction signals to the front and rear dampers, respectively, indicating the front and rear target damping coefficients. In the railway vehicle vibration control apparatus comprising: acceleration detection means for detecting horizontal lateral acceleration on the front and rear sides of the vehicle body, before the acceleration detection means detects the front and rear target damping coefficients. , For division obtained from horizontal lateral acceleration on the rear side The front, the target damping coefficient of the rear corrects and outputs the attenuation coefficient indication signal by always dividing the speed.
Claim 1 In the above configuration, when the horizontal lateral acceleration is small, a limit may be provided on the minimum value of the horizontal lateral acceleration so that the target damping coefficient does not become excessive. Also, In the configuration of claim 1 or 2, When the horizontal lateral acceleration is large, the maximum horizontal lateral acceleration may be limited so that the target damping coefficient does not become too small.
[0017]
Claim 4 The invention regulates the movement of the vehicle body in the horizontal and lateral direction with respect to the traveling direction on the front and rear sides of the traveling direction between the bogie of the railway vehicle and the vehicle body supported by the cart so as to be swingable in the horizontal direction. The horizontal and horizontal components and yaw components are calculated from the front and rear dampers and the front and rear horizontal lateral velocities that are adjustable so that the damping coefficient can be adjusted. Before indicating the rear target damping force, before outputting the rear damping force instruction signal to the front and rear dampers and corresponding to the front and rear target damping forces, In a railway vehicle vibration control device comprising a controller for setting a rear damping coefficient, the vehicle has a front and rear acceleration detecting means for detecting front and rear horizontal lateral accelerations, The force command signal is applied to each horizontal and lateral direction from a value twice the target damping force. And correcting so that the value obtained by subtracting a value obtained by multiplying the vehicle body weight every.
[0018]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
A railcar vibration control apparatus according to a first embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. Note that illustration and description of members and portions equivalent to the members and portions shown in FIGS. 16 and 17 are omitted as appropriate.
In this apparatus, as shown in FIG. 1, a carriage 1 is placed on two rails 3 via wheels 2 so as to be able to travel. A spring member 5 is interposed between the shaft 11 that rotatably supports the wheel 2 and the carriage 1. Front and rear lateral acceleration sensors 12f and 12r are provided on the front and rear sides of the vehicle body 4 before detecting the horizontal and lateral accelerations on the front and rear sides of the vehicle body 4, respectively.
[0019]
1 and 2, the damper 8 includes front and rear dampers 8f and 8r provided on the front and rear sides of the vehicle. The front and rear dampers 8f and 8r include a damper main body 13 in which oil is sealed, a piston (not shown) slidably accommodated in the damper main body 13, and one end portion fixed to the piston from the damper main body 13. A damping force generating mechanism (not shown) that is provided in a protruding shaft 14 and a damper main body 13 including a piston and generates a damping force by adjusting an oil-liquid flow path (not shown), and operates the damping force generating mechanism And a proportional solenoid 16 for driving the valve mechanism 15 by inputting a control current to be described later. The damper main body 13 is fixed to the vehicle body side bracket 7, and the shaft 14 Is fixed to the carriage side bracket 6.
[0020]
The damper 8 has a damping force characteristic shown in FIGS. Here, FIG. 3 shows the damping force when the piston speed (damper 8 speed) is 10 cm / s with respect to the current I supplied to the proportional solenoid 16. The damper 8 has a normal current I ₂ Then, the damping force is a small value (soft) on both the expansion side and the contraction side. Current I to I ₂ To I ₁ As the damping force characteristic is decreased, the expansion side damping force becomes large (hard) in the state where the compression side damping force is small (soft). On the other hand, the current I is changed to I ₂ To I _Three As the force increases, the expansion side damping force becomes small (soft), and the compression side damping force becomes large (hard).
[0021]
FIG. 4 shows the damping force with respect to the speed of the piston. Current I is I ₁ To I ₂ In between, the shrink side is the solid line E ₁ As shown in the figure, the elongation side is a solid line E in a substantially constant state. ₂ To solid line E _Three You will get a damping force between. Also, the current is I ₂ To I _Three Between, the extension side damping force is the solid line E _Three As shown in FIG. 3, the contraction side damping force is a solid line E in a substantially constant state. ₁ To solid line E _Four It becomes variable between.
[0022]
As shown in FIG. 5, when receiving power supply (step S1), the controller 10 first performs initialization (step S2) and determines whether or not the control period has been reached (step S3). In step S3, it is repeatedly determined whether or not the control cycle has been reached until it is determined that the control cycle has been reached.
[0023]
If it is determined in step S3 that the control cycle has been reached, the actuator (proportional solenoid 16) is driven based on the current signal in the previous control cycle to obtain an attenuation coefficient corresponding to the current signal (step S4). Subsequently, in step S5, a signal is output and controlled to a mechanism (such as an LED) other than the actuator. Next, the lateral acceleration signal α is read from the lateral acceleration sensors 12f and 12r (step S6). Subsequently, the calculation processing of FIG. 6 is performed based on the lateral acceleration signal α, the target damping coefficient C is obtained, the current I corresponding thereto is determined (step S7), and the current signal is determined in step S4 of the next control cycle. Based on the above, the actuator (proportional solenoid 16) is driven to obtain a desired damping coefficient.
[0024]
Here, the contents of the calculation process in step S7 will be described with reference to FIG. 6 with reference to the detection signal of the front lateral acceleration sensor 12f. The detection signal from the rear lateral acceleration sensor 12r is processed in the same way as in FIG. 6 described below, but the illustration and description thereof will be omitted as appropriate.
First, the lateral acceleration α detected by the lateral acceleration sensor 12f is integrated in the block B1, whereby a lateral velocity V is obtained, and this lateral velocity V is sent to the block B2. In block B2, high-pass filter processing is executed to remove the integration error in block B1.
[0025]
Low-pass filter processing is performed to limit the control frequency band in block B3 to the lateral velocity V from block B2. By performing the low-pass filter processing in the block B3, it is possible to limit extra high frequency components such as noise components and non-control frequency regions.
The signal after the low pass filter processing of the block B3 is added to the gain K in the block B4. ₁ To obtain the speed data V ′ by setting the control amount to an optimum value. The speed data V ′ is converted into the target damping coefficient C by the correction unit B5, sent to the selection unit B6, and sent to the proportional solenoid 16 as the control current I. The selection unit B6 stores a preset target attenuation coefficient C and a current signal corresponding thereto (for convenience, a graph indicating this information is schematically shown in the block B6 of FIG. 6). The target attenuation coefficient C from the correction unit B5 is designated as an address, and a current signal corresponding to this is output.
[0026]
The correction unit B5 is connected to the lateral acceleration sensor 12f side via a block B7. Block B7 stores acceleration α and division acceleration J as shown in FIG. That is, in the region where the absolute value of the acceleration α is small (A ≠ 0), the division acceleration J is set to a constant positive / negative value corresponding to the positive / negative of the acceleration α, and in the region where the absolute value of the acceleration α is large, the division acceleration J is accelerated. The value is substantially proportional to α, and when A = 0, the positive and negative constant values (J ≠ 0) are set. When A = 0, the positive / negative constant value (J ≠ 0) is set so that the speed data from the block B4 is not divided by “0” in the calculation of the correction unit B5 as described later.
Then, the block B7 outputs the division acceleration J corresponding to the acceleration α from the lateral acceleration sensor 1f to the block B7. The correction unit B5 divides the speed data V from the block B4 by the division acceleration J and outputs the result to the block B6 as the target damping coefficient C.
[0027]
The data stored in the block B7 may be data as shown in FIG. 7, FIG. 8, or FIG.
In the data shown in FIG. 7, the division acceleration J is a constant value in a region where the absolute value of the acceleration α is small, and the division acceleration J is a value substantially proportional to the acceleration α in a region where the absolute value of the acceleration α is large. It has become.
In the data shown in FIG. 8, the division acceleration J in a region where the absolute value of the acceleration α is small is set to a constant value, but the value is set larger than that shown in FIG. 7, and the target obtained by the correction unit B5 is set. The attenuation coefficient C is prevented from becoming excessive.
The data shown in FIG. 9 has a constant value in the region where the acceleration α is maximum or minimum compared to the data shown in FIG. 7, and prevents the target damping coefficient C obtained by the correction unit B5 from becoming too small. ing.
[0028]
As described above, the correction data B5 is obtained by dividing the speed data from the block B4 by the division acceleration J to obtain the target damping coefficient C by converting the control data as follows according to the Skyhook theory. This is to enable control.
That is, when Formula (1) is transformed, F in Formula (2) _sa = V _{twenty one} × C _sa From
V _{twenty one} × C _sa = V ₂ × C _sky ... (3)
It becomes. From this equation, the following equation (4) is derived.
C _sa = (V ₂ / V _{twenty one} ) × C _sky ... (4)
[0029]
Equation (4) shows that the target damping coefficient C obtained is equivalent to the damping coefficient of the skyhook damper 8k by correcting the damping coefficient of the semi-active damper 8a with the damper speed. At this time, when the damper speed is high, the damping force increases with respect to the spring force, so that the acceleration of the vehicle body 4 and the damping force become close to a proportional relationship, and the V for division in Expression (4) is obtained. _{twenty one} Is replaced by the acceleration α of the vehicle body 4, and Equation (4) is converted to Equation (5).
C _sa = (V ₂ / Α) × C _sky ... (5)
[0030]
This equation (5) shows that the target attenuation coefficient C obtained by correcting the attenuation coefficient of the semi-active damper 8a with the acceleration α is equivalent to the attenuation coefficient of the skyhook damper 8k. For this reason, by performing the processing of the correction unit B5, vibration suppression control using various data by the skyhook damper 8k is performed (that is, the skyhook damper 8k is configured), and the damping performance can be improved. It becomes possible.
In addition, since good vibration damping can be ensured without using the damper speed sensor, the cost of the apparatus is not increased, and maintainability is not impaired.
[0031]
In the above-described embodiment, an example in which the apparatus of the present invention is used for a railway vehicle of a type having two rails 3 is shown, but the present invention is not limited to this, and the monorail type railway shown in FIG. You may use for vehicles. The apparatus shown in FIG. 10 has a single rail 3 of a concrete track instead of the two rails 3 as compared with the apparatus of FIG. 1, and is used in the apparatus of FIG. The difference is that the spring member 5 interposed between the shaft 11 and the carriage 1 is not used.
[0032]
Further, instead of the control of FIG. 6, as shown in FIG. Horizontal and horizontal movement , Ya Pertaining to control (Hereinafter referred to as horizontal and horizontal direction and yaw control.) At this time, the sky hook theory may be controlled. In FIG. 11, the synthesis unit B10 adds the front and rear speeds. (That is, the horizontal lateral component corresponding to the sum of both speeds is obtained from the horizontal lateral speeds at the front and rear of the vehicle) The subtraction processing unit B11 performs a subtraction process for subtracting the rear speed from the front speed. (In other words, a yaw component corresponding to the difference between the two speeds is obtained from the horizontal lateral speeds on the front and rear sides of the vehicle) . A correction unit B5 equivalent to that described above is connected to the synthesis unit B10 and the subtraction processing unit B11 via blocks B4 and B3. The front and rear blocks B6 are connected to the correction unit B5 via the synthesis unit B12 and the subtraction processing unit B13, respectively. Synthesizer B12 Correction unit B5 Add the signals from. In addition, the subtraction processing unit B13 Horizontal horizontal direction Side Correction unit B5 Output value of the yaw side Correction unit B5 The output value of 1 is subtracted. The correction unit B5 is connected to the front and rear lateral acceleration sensors 12f and 12r via the same block B7 as described above.
[0033]
In this apparatus, the synthesis unit B10, Synthesizer B12 By providing the vehicle Horizontal horizontal direction By detecting the movement, the subtraction processing unit B11 and the block B13 are provided to detect the yaw movement of the vehicle, and a desired attenuation coefficient is set by the block B6 or the like according to the detection data. Horizontal horizontal direction Suppresses movement and yaw movement. Further, by performing the processing of the correction unit B5, the vibration suppression control using various data by the skyhook damper 8k is performed in the same manner as described above (that is, the skyhook damper 8k is configured), and the damping performance is improved. It is possible to improve.
[0034]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The description and illustration of members and parts equivalent to those shown in FIGS. 1 to 11 are omitted as appropriate.
[0035]
As shown in FIG. 12, the controller 10 of this apparatus replaces step S7 in FIG. 5 with step S7A for determining the target damping force D, correction of the target damping force D, and corresponding to the target damping force D. Step S7B for determining the target current (control current) I is provided.
Further, as shown in FIG. 13, a multiplication unit B20 and a subtraction unit B21 are provided instead of the correction unit B5 of FIG. 6, and a block B23 is provided instead of the block B7. The multiplier B20 multiplies the data from the block B4 by “2” to obtain the damping force D. The block B23 multiplies the lateral acceleration α by the mass M of the vehicle body 4 and outputs an estimated load F (= Mα). The subtraction unit B21 performs a calculation of D-Mα. In the present embodiment, the multiplication unit B20, the subtraction unit B21, and the block B23 constitute a correction unit.
[0036]
The reason why the subtractor B21 is configured to perform the calculation of D-Mα as described above is based on the fact that the control by the skyhook theory can be performed. This will be described with reference to FIG.
FIG. 14 shows the extended side portion of FIG. The horizontal axis is the piston speed (damper speed), the vertical axis is the damping force, and the current is shown as a parameter.
[0037]
In the figure, solid line E _Five Is data stored in the controller 10 of the apparatus, and I ₁ ~ I ₂ The piston speed / damping force characteristic (current characteristic) of the damper 8 at a predetermined current is shown, where the damper speed (V) is x and the damping force (Y) is y.
y = ax + b ₁ (A, b ₁ ; Constant) ... (6)
Here, the target damping force is the damping force Y ₂ The piston speed is the damping force Y ₂ V corresponding to (◎) ₁ If so, the optimum damping force control can be performed, but if the piston speed is V ₂ When it becomes, the solid line E _Five Damping force Y indicated by ● _Three (Y _Three > Y ₂ ) And vibration suppression is excessively performed. Said damping force Y _Three Is substantially a value obtained by multiplying the lateral acceleration α by the mass M of the vehicle body 4.
[0038]
In order to prevent the excessive vibration suppression, the control data is converted to the semi-active damper 8a as follows. That is, piston speed V ₂ Damping force Y of skyhook damper 8k ₂ What is necessary is just to obtain | require the control current of the semi-active damper 8a which can obtain (circle mark equivalent to (double-circle)). Note that the current characteristics (horizontal axis: piston speed (damper speed), vertical axis: damping force) have the same slope when the damper speed is relatively large. In FIG. ₆ It can be expressed as
y = ax + b ₂ (A, b ₂ ; Constant) ... (7)
[0039]
for that reason,
◎ Coordinates (Target damping force) (V ₁ , Y ₂ )
● Coordinates of marks (actually generated force) (V ₂ , Y _Three )
○ mark coordinates (V ₂ Target damping force at (V) ₂ , Y ₂ )
△ mark coordinates (V ₂ The target damping force at the damper speed V ₁ Coordinates when converted to V) (V ₁ , Y ₀ )
By substituting and organizing the above into the equations (6) and (7), respectively,
Y ₀ = 2 × Y ₂ -Y _Three ... (8)
To obtain Y ₀ Can be estimated. So this Y ₀ If the current is determined by referring to the current / damping force characteristic data stored in advance in the controller 10 according to the ₂ Therefore, it is located at the coordinates of the ○ mark, and the damping force ◎ mark coordinates (Y ₂ ) Can be generated.
[0040]
Where Y ₂ Is clear because it is the actual target damping force (corresponding to the output of block B4 in FIG. 13). 2 × Y ₂ Corresponds to the damping force D, which is the output of the block B20 in FIG. Y _Three Is Mα, which corresponds to the estimated load F that is the output of the block B23 in FIG.
That is, the control based on the skyhook theory can be configured by controlling the proportional solenoid 16 based on a value obtained by subtracting the force actually acting on the vehicle body 4 from a value twice the target damping force. Improvements can be made.
[0041]
Further, instead of the control of FIG. 13, as shown in FIG. Horizontal horizontal direction In the yaw control, the sky hook theory control may be performed. In this apparatus, the synthesis unit B10 (See Figure 11) , As shown in FIG. 15, the combining unit B12 By providing Horizontal horizontal direction While detecting the movement, the subtraction processing unit B11 (See Figure 11) By providing block B13, the yaw movement of the vehicle is detected, and a desired attenuation coefficient is set by block B6 or the like according to the detection data. Horizontal horizontal direction Suppresses movement and yaw movement. Further, as shown in FIG. 13, the vibration suppression control using various data by the skyhook damper 8k is performed by the arithmetic processing by the block B20, the block B21, and the block B23 as described above (that is, the skyhook damper). 8k is configured), and the damping performance can be improved.
[0042]
【The invention's effect】
According to the first aspect of the present invention, the damping coefficient of the semi-active damper is inversely proportional to the damper speed with respect to the damping coefficient of the skyhook damper, and the damper speed is substantially proportional to the vehicle body lateral acceleration when the damper speed is large. The acceleration data can be used to calculate the damping coefficient of the semi-active damper, and the skyhook damper can be configured to maintain good vibration damping. In addition, since good vibration damping can be ensured without using the damper speed sensor, the cost of the apparatus is not increased, and maintainability is not impaired.
[0043]
Claim 4 According to the described invention, from the damper speed / damping force characteristics using the current of the semi-active damper and the skyhook damper as a parameter, the target damping force indication value of the semi-active damper is doubled from the target damping force in the horizontal lateral direction. By correcting to the value obtained by subtracting the value obtained by multiplying the acceleration by the vehicle body mass, the damping force of the semi-active damper can be equivalently replaced by the skyhook damper. The structure becomes possible, and good vibration damping can be maintained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram schematically showing a railcar vibration control apparatus according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a front view showing a damper of the railcar vibration control apparatus.
FIG. 3 is a diagram showing piston speed / damping force characteristics of the damper.
FIG. 4 is a diagram showing current / damping force characteristics of the damper.
FIG. 5 is a flowchart showing control contents of a controller of the railway vehicle vibration control apparatus;
FIG. 6 is a block diagram schematically showing the processing content of step S7 of the controller.
7 is a diagram showing acceleration / division acceleration characteristics showing an example of data stored in the block of FIG. 6; FIG.
FIG. 8 is a diagram showing another acceleration / division acceleration characteristic instead of the data of FIG.
FIG. 9 is a diagram showing still another acceleration / division acceleration characteristic.
FIG. 10 is a diagram schematically illustrating a monorail type railway vehicle.
FIG. 11 is a control block diagram replacing FIG. 6;
FIG. 12 is a flowchart showing the processing contents of the controller of the railcar vibration control apparatus according to the second embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a control block diagram of the railcar vibration control apparatus.
FIG. 14 is an explanatory diagram for replacing a damper of the railway vehicle vibration control device with a skyhook damper.
FIG. 15 is a control block diagram replacing FIG. 13;
FIG. 16 is a schematic diagram for explaining a skyhook damper.
FIG. 17 is a diagram schematically illustrating an example of a conventional railway vehicle vibration control apparatus.
[Explanation of symbols]
1 dolly
4 body
8f, 8r Front and rear dampers
10 Controller
12f, 12r Front and rear lateral acceleration sensors

Claims

It is arranged to restrict the movement of the vehicle body in the horizontal and horizontal direction with respect to the traveling direction on the front and rear sides of the traveling direction between the railcar carriage and the vehicle body supported by the carriage so as to be swingable in the horizontal direction. The horizontal and horizontal components corresponding to the sum of the two speeds and the yaw component corresponding to the difference are calculated from the front and rear dampers and the front and rear horizontal lateral velocities that are adjustable. The front and rear target values are output to the front and rear dampers by indicating the front and rear target attenuation coefficients corresponding to the horizontal and horizontal components and the yaw component, respectively. A vibration control apparatus for a railway vehicle comprising a controller for setting a damping coefficient, comprising: acceleration detecting means for detecting horizontal lateral accelerations in front and rear sides of the vehicle body; Before and after the acceleration detection means detects Said front, rear vibration control system for a railway vehicle, characterized in that by correcting the target damping coefficient and outputs the attenuation coefficient indication signal by always dividing the division acceleration obtained from the time.

Horizontal when lateral acceleration is small, the vibration control system for a railway vehicle according to claim 1, wherein the target damping coefficient is a limit to the minimum value of the horizontal lateral acceleration so as not to excessively.

The railroad vehicle vibration control device according to claim 1 or 2 , wherein when the horizontal lateral acceleration is large, a limit is set on a maximum value of the horizontal lateral acceleration so that the target damping coefficient does not become excessively small.

It is arranged to restrict the movement of the vehicle body in the horizontal and horizontal direction with respect to the traveling direction on the front and rear sides of the traveling direction between the railcar carriage and the vehicle body supported by the carriage so as to be swingable in the horizontal direction. The horizontal and horizontal components corresponding to the sum of the two speeds and the yaw component corresponding to the difference are calculated from the front and rear dampers and the front and rear horizontal lateral velocities that are adjustable. The front and rear target signals are output to the front and rear dampers, respectively, to indicate the front and rear target damping forces corresponding to the horizontal and horizontal components and the yaw component, respectively. In a railway vehicle vibration control apparatus comprising a controller for setting a damping coefficient on the rear side before and after corresponding to the damping force, acceleration detecting means on the front and rear sides for detecting horizontal and lateral accelerations on the front and rear sides of the vehicle body And each of the damping force instruction signals is a value that is twice the target damping force. Et the vibration control system for a railway vehicle and correcting so that the value obtained by subtracting a value obtained by multiplying the vehicle body weight to each horizontal lateral acceleration.