JP4700862B2

JP4700862B2 - Railway vehicle

Info

Publication number: JP4700862B2
Application number: JP2001271337A
Authority: JP
Inventors: 能生菅原; 唯夫瀧上
Original assignee: Railway Technical Research Institute
Current assignee: Railway Technical Research Institute
Priority date: 2001-09-07
Filing date: 2001-09-07
Publication date: 2011-06-15
Anticipated expiration: 2021-09-07
Also published as: JP2003072544A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、セミアクティブ方式のサスペンションシステムを備える鉄道車両に関する。特には、車体の剛体運動及び一次曲げ振動（弾性振動）の双方を低減することができる鉄道車両に関する。
【０００２】
【従来の技術及び発明が解決しようとする課題】
鉄道車両の車体の上下振動の形態（振動モード）は、剛体運動と曲げ振動（弾性振動）とに大きく分けることができる。
図７（Ａ）〜（Ｄ）は、鉄道車両の車体の上下振動の形態を説明するための模式図である。
剛体運動には、車体の上下方向の変位を表す上下並進（バウンシング）運動（図７（Ａ）参照）と、車体の中央部を節として車体の前後が上下に揺れるピッチング運動（図７（Ｂ）参照）と、車体の回転変位であるローリング運動（図７（Ｃ）参照）が含まれる。曲げ振動（弾性振動）は、車体の前後方向の一次曲げ振動（図７（Ｄ）参照）が最も代表的である。
【０００３】
鉄道車両の乗り心地を確保するためには、上記のような１Ｈｚ程度の剛体モードの運動と、７〜１２Ｈｚ程度の車体一次曲げ振動の両者を低減することが非常に重要となる。近年の車両の高速化、軽量化に伴い、これらの振動が顕著になってきており、対策が望まれている。パッシブ系では、これらの振動を同時に低減させることは非常に困難であるため、制御技術を導入する動きがある。
【０００４】
鉄道車両に対して、剛体モードの振動と弾性振動の両者の低減を試みたものとしてフルアクティブ方式が主に検討されている（例えば、永井正夫・沢田康宏による『柔構造弾性車体のアクティブ支持制御』、日本機械学会論文集（Ｃ編）、５３巻、４９２号（昭６２−８））。
図８は、上記論文に開示されたフルアクティブ式車両振動抑制技術の概念を表す図である。図８（Ａ）は、柔軟構造弾性車体の機構モデルの図であり、図８（Ｂ）は集中制御（モード別最適制御）方式の説明図である。
【０００５】
図８（Ａ）に示すように、この車体モデルは、両端自由の一様な弾性はり１と、この弾性はり１を支える２つの支持系２、３とを有する。このモデルでは、弾性はり１が車体であり、支持系２、３がそれぞれ車体前方・後方の支持装置（サスペンション）である。各支持系２、３には、車両用の空気ばね及び空気圧シリンダ等からなる制御用アクチュエータＡ１、Ａ２が組み込まれている。各支持系２、３から弾性はり１に向けて働く力ｆ１、ｆ２は、空気ばねの力と空気圧シリンダの力との和となる。
【０００６】
図８（Ｂ）に示す集中制御（モード別最適制御）方式では、車体（弾性はり１）の前後支持部（支持系２、３）にそれぞれセンサＳ１、Ｓ２を取り付けるとともに、車体中央にもセンサＳ３を取り付け、これら各センサＳ１〜Ｓ３からの信号を車体前後のアクチュエータＡ１、Ａ２に送信して制御する。
この方式によれば、車体の剛体運動と曲げ振動の双方を制御することが可能である。この他にも、現車試験による結果を示したもの（上林・臼井・大塚・西・松嶋・段畑による『上下系アクティブ制振制御装置の開発（３００Ｘ新幹線試験車両での走行試験結果）』、日本鉄道サイバネティクス協議会、鉄道におけるサイバネティクス利用国内シンポジウム論文集、（１９９８−１１）等）があるが、そのいずれもがフルアクティブサスペンションによるものであった。
【０００７】
ところが、フルアクティブ方式の場合は、下記の短所がある。
（１）制御装置に異常が発生した場合、むしろ車体を加振してしまう危険性がある。
（２）油圧ポンプ等の駆動源や、駆動源からアクチュエータまでの配管等を必要とするため、装置が複雑でコストも高くなり、メンテナンス性にも劣る。
（３）外部の駆動源からエネルギを供給する必要があり、省エネルギとはいえない。
【０００８】
鉄道車両においては、左右系の振動制御装置にセミアクティブ方式を採用している例が知られている。一方、鉄道車両において、曲げ振動も含めた上下系の振動制御を行う際に、セミアクティブ方式を採用するには、下記の理由により不利であると考えられていた。
（１）ダンパを実装する場所は、必然的に車体支持点近傍となる。しかし、この場所は車体の一次曲げ振動の節の近傍にあるため、制御力を与えても曲げ振動に対する振動抑制効果は得られにくい。
（２）ダンパを実装する位置における一次曲げ振動による振幅は、高々０．５ｍｍ程度である。このため、一次曲げ振動に対し、セミアクティブ制御で必要とされる減衰力をダンパで発生させることが難しい。
【０００９】
なお、車体の一次曲げ振動のみの振動抑制の例として、車体中央にダイナミックダンパを取り付ける方式が試みられている。
図９は、ダイナミックダンパ方式の振動抑制装置を有する鉄道車両の機構モデルを表す図である。
この図に示す車体モデルは、両端自由の一様な弾性はり５と、この弾性はり５を支える２つの支持系６、７とを有する。このモデルでは、弾性はり５が車体であり、支持系６、７がそれぞれ車体前方・後方の支持装置（サスペンション）である。各支持系６、７のばね定数はｋ、減衰定数はｃである。さらに、弾性はり５の中央部には、ダイナミックダンパＤが取り付けられている。
【００１０】
図９の車体モデルは、ダイナミックダンパＤを取り付けることで、車体の一次曲げ振動を低減することができる。しかし、ダイナミックダンパＤは一般に重量が重く（一例として、車体が２５ｔに対してダイナミックダンパが１ｔ程度）、新たに質量を取り付ける場合には車体の軽量化に反することとなる。また、既存車両に対してダイナミックダンパを取り付けることは、機器配置のレイアウト等の問題から一般的には困難である。
【００１１】
さらに別の例として、ゴムやＦＲＰ・鋼板等からなる制振材料を車体に貼り付けて、振動を抑制する方法も知られている。しかしながら、制振材料を既存車両に貼り付けるのは、大掛かりな工事となる。
【００１２】
本発明は、セミアクティブ方式のサスペンションシステムを有する鉄道車両において、車体の剛体運動及び一次曲げ振動（弾性振動）の双方を低減する制振装置を提供することを目的とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため、本発明の鉄道車両は、車体と、該車体を前後で支える二台の台車と、各台車と前記車体間に介装された車体支持装置及び上下方向の可変減衰ダンパと、前記車体の前、中及び後に配置された、該車体の上下方向の振動を検出するセンサと、該センサの検出した入力信号を受け、前記可変減衰ダンパの減衰力を制御して、前記車体の振動を低減する制振制御手段と、を具備し、前記制振制御手段が、前記センサの検出した信号を、前記車体の上下並進モード、ピッチングモード、ローリングモード及び一次曲げモードの各振動モードにモード展開により分解し、これら各モードに対応して前記可変減衰ダンパの設定値を算出して、該ダンパへ指令を発し、車体の剛体振動及び一次曲げ振動の双方を低減することを特徴とする。
【００１４】
本発明は、セミアクティブ方式（可変減衰ダンパの減衰力を用いた振動制御方式）を採用しているため、以下の利点を有する。
（１）油圧ポンプ等の駆動源や配管等が不要であるため、機器構成が簡単で安価である。
（２）故障時や制御不良時に、かえって車体を加振してしまうようなことがなく、安全性が高い。
（３）外部からのエネルギ供給が不要であり、省エネルギである。
【００１５】
本発明の鉄道車両においては、前記制振制御手段が、前記センサの検出した信号を、前記各振動モードにモード展開により分解するモード変換部と、該モード変換部でモード展開された各振動モードの加速度を積分して車体速度を算出する、各振動モードごとの積分器と、該積分器で算出された車体速度にスカイフックゲインをかけて、各振動モードに必要な制振力を算出する、各振動モードごとのスカイフックゲイン器と、を有するものとすることができる。
【００１６】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面を参照しつつ説明する。
図４は、鉄道車両（客車）の一例を示す側面図である。
図５は、図４の車両における台車の構成を示す分解斜視図である。
なお、以下の説明においては、上下・左右・前後は各図における矢印方向を指すものとする。
【００１７】
この鉄道車両は、図４に示すように、車体１００と、前後２台のボルスタレス台車（以下、台車と略称する）１０１を中心に構成されている。台車１０１の左右の側はり１１０上には、図５に示すように、空気ばね等からなる車体支持装置１０２が設置されている。この車体支持装置１０２の上に、車体１００が載置される。車体支持装置１０２は、台車１０１の振動が車体にダイレクトに伝わらないように緩衝して、車両の乗り心地を改善する役割を果たす。
【００１８】
台車１０１の下部には、車輪１０５と車軸１０６からなる輪軸１０７が組み込まれている。車輪１０５は、車軸１０６の両端部に圧入されて固定されている。両車輪１０５の外側において、車軸１０６の両端部には軸受箱１０８が外嵌されている。台車１０１の側はり１１０と軸受箱１０８間は、２個の軸ばね１０９で連結されている。この軸ばね１０９等により、輪軸１０７が側はり１１０に対して上下前後左右に対して適度に弾性支持される。
【００１９】
次に、図６を参照しつつ、本実施の形態で用いる可変減衰ダンパについて説明する。
図６は、特願平１０−３４３６２４として本発明者の内の一人により出願された可変減衰ダンパ内蔵型空気ばねの構成を示す断面図である。
車体支持装置１０２は、可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１３０を中心に構成されている。可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１３０は、円盤状の上面板１１１と、リング状の下面板１１２と、ダイヤフラム状の可撓膜１１３等から構成されている。上面板１１１は、車体の下面に固定される。上面板１１１の下面中央部には、蓋状の部材１１４が固定されており、同部材１１４の下面には、円盤状の摺動板１１５が取り付けられている。一方、下面板１１２は台車側に固定されている。可撓膜１１３は、上面板１１１と下面板１１２間を気密にするようリング状に貼られている。
【００２０】
可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１３０の傍には、高さ調整機構１１６（図５参照）が設けられている。この高さ調整機構１１６は、可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１３０の高さを自動的に調整して、車体１００を標準の高さに保つ。可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１３０の下面板１１２の直下には、図６に示すように、環状の弾性ゴム１１７と環状の剛性リング１１８が交互に同心状に積層されている。最下層の弾性ゴム１１７の下部には、台車側に固定されたエンドプレート１１９が取り付けられている。これらの部材１１１〜１１５、１１７〜１１９に囲まれて、空気の封入される気密室１２０が形成されている。
【００２１】
可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１３０の気密室１２０には、流体圧シリンダ１２１が設置されている。この流体圧シリンダ１２１は、シリンダ本体１２２とピストン１２３等から構成されている。シリンダ本体１２２は、エンドプレート１１９の上面中央部に固定されている。このシリンダ本体１２２には、ピストン１２３が伸縮自在に取り付けられている。ピストン１２３の上端には低摩擦特性の樹脂シート１２３ａが貼られており、ピストン１２３（台車側）と摺動板１１５（車体側）の間で生じた横ズレ（前後左右方向の相対変位）を逃すようになっている。
【００２２】
エンドプレート１１９の内部には、アキュムレータ１２４が設置されている。このアキュムレータ１２４は、流体圧シリンダ１２１のピストン１２３を伸び方向に付勢して、摺動板１１５に所定圧力で当接させる。エンドプレート１１９の上面には、制御ボックス１２５が設置されている。この制御ボックス１２５は、作動流体に与える流動抵抗を調整する減衰手段を備えている。車体の振動に併せてこの減衰手段の減衰量を最適に調整することにより、車体の振動を抑制する。
【００２３】
次に、図１〜図３を参照して、本発明の鉄道車両のシステム構成について説明する。
図１は、本発明の一実施例に係る鉄道車両の車体、台車及び振動抑制システムを示す模式図である。
図２は、本発明の一実施例に係る鉄道車両の機構モデル図である。
図３は、本発明の一実施例に係る鉄道車両の制振制御装置の構成を示すブロック図である。
【００２４】
図１において符号１０は車体を示し、符号１１は前後二台の台車を示す。これら車体１０及び台車１１は、図４に示す車体１００及び台車１０１が模式的に描かれたものである。車体１０と台車１１間には、前後左右に計４つの可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１２（１３０）が介装されている。この空気ばねは内蔵された可変減衰ダンパの減衰力を制御することにより、振動低減を図ることができる。可変減衰ダンパの最大減衰力は、車体荷重の約１割程度で、ある程度の効果が得られた。本実施例の場合は４００ｋｇｆに設定した。
【００２５】
図６に示す可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１３０は、ボルスタレス台車を装備した車両に好適であって、この場合は空気ばね交換を行うことで、上下方向の可変減衰ダンパを実装することができる。
【００２６】
ここで、図２を参照して鉄道車両の機構モデルについて説明する。
図２に示すように、この車体モデルでは、両端自由の一様な弾性はり１０−１が車体１０であり、この弾性はり１０−１を支える２つの支持系１１−１、１１−２がそれぞれ車体前方・後方の台車１１、可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１２である。
なお、この図２のモデルにおける各記号は、後にコントローラのモード変換部におけるモード展開原理の説明で述べる。
【００２７】
図１に戻って、車体１０の前、中及び後の左右には、計６個の加速度センサ１５が配置されている。これらの加速度センサ１５は、車体１０の上下方向の振動を検出し、後述するコントローラ２０に検出信号を出力する。なお、ここでは計６個の加速度センサ１５を配置しているが、おおむね必要とされる個数は制御したい振動モードによって異なる。例えば、上下並進、ピッチング、一次曲げ振動を制御するだけなら最低３個の加速度センサでよい。又は、ピッチングやローリングについては、加速度センサを使用せずにレートジャイロを用いてもよい。又は、一次曲げ振動以上の高次の振動も監視・制御したい場合は、その振動モードに見合った数だけセンサを増やせばよい。
ここで用いる加速度センサ１５は、サーボ型を用いることが性能上望ましい。あるいは、歪ゲージ式の加速度センサを用いることも可能である。
【００２８】
次に、図３を参照して、制振制御装置（コントローラ）の構成について説明する。
図３に示すように、コントローラ２０は、モード変換部２１を備えている。このモード変換部２１には、６個の加速度センサ１５（１位〜６位）から出力された加速度検出信号が入力される。このモード変換部２１では、各加速度センサ１５で検出された加速度に基づき、上下並進モード（図７（Ａ）参照）、ピッチングモード（図７（Ｂ）参照）、ローリングモード（図７（Ｃ）参照）及び一次曲げモード（図７（Ｄ）参照）にそれぞれモード展開する。このモード変換部２１の展開は、以下の原理に沿って行われる。
【００２９】
図２に示すような弾性はり（車体）１０−１の慣性、内部粘性及び曲げ剛性を考慮して、弾性はり１０−１の上下変位ｚ（ｘ，ｔ）を微小とすると、次の偏微分方程式
【数１】

が成立する。但し、この「数１」式において、
ρ：＝単位長さ当たりの車体質量
ＥＩ：＝車体の曲げ剛性
μＩ：＝内部粘性減衰係数
ｌｉ：＝各支持点の位置
を表す。なお、δ（ｘ）はデルタ関数である。
【００３０】
ここで、図２に示すように、ｆ₁（ｔ）、ｆ₂（ｔ）は車体前後の支持系１１−１、１１−２の支持力を表し、ｆ_a1（ｔ）、ｆ_a2（ｔ）は各支持系１１−１、１１−２における可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１２に内蔵された可変減衰ダンパの発生力を表し、ｋ及びｃはそれぞれ可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１２の空気ばね定数及び減衰係数を表す。さらに、弾性はり１０−１の中央での上下変位をｚ_bc、支持系１１−１、１１−２の直上での上下変位をそれぞれｚ_b1、ｚ_b2とする。
【００３１】
「数１」式の偏微分方程式を、車体の剛体運動モード、曲げ振動モードに級数展開すると、次式のようになる
【数２】

この「数２」式の意味は、
右辺第１項：車体の上下並進方向変位Ｚに関する項
右辺第２項：車体のピッチ角θに関する項
右辺第３項以降：弾性はりの曲げ振動ｑｍに関する項（車体一次曲げの場合はｍ＝３に相当）
である。
以上がモード変換部２１の展開原理である。
【００３２】
モード変換部２１は、積分器２２に接続されている。積分器２２は、各モードに対応した４つの積分回路を備えている。この積分器２２では、モード変換部２１でモード展開された各モードの加速度を積分して、車体速度を算出する。なお、モード変換部２１では、必要であれば、モード展開された加速度から、その加速度の移動平均を引くことで、直流に近い成分を取り除くこともできる。この操作を行うと、積分器のドリフト対策となる。この積分器は、ドリフトを防ぐため極低周波域ではゲインが低いものが望ましい。また、ダンパの応答遅れを考慮して積分器を設計することが望ましい。例えば、本実施例の場合、一次曲げモードに対する積分器は、純粋な積分器に対し１２．４Ｈｚで約３０度程度位相を進ませてある。
【００３３】
積分器２２は、スカイフックゲイン器２３に接続されている。スカイフックゲイン器２３では、積分器２２で算出された車体速度にスカイフックゲインをかけて、各モードごとに必要な制振力を算出する。このように、各モードごとに積分器２２とスカイフックゲイン器２３をもつことにより、各振動モードに対して独立に制御特性をもたせることができる。このスカイフックゲイン器２３は、モード変換・リミッタ部２４に接続されている。このモード変換・リミッタ部２４では、スカイフックゲイン器２３で算出された各モード別の制振力を、車体の各部位（図１の１位〜４位）での可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１２に内蔵された可変減衰ダンパでの減衰力に変換する。さらにこの際、モード変換・リミッタ部２４では各モードごとにリミッタを設けて、各モードでの最大減衰力を指定する。
【００３４】
モード変換・リミッタ部２４は、バルブドライバ２５に接続されている。このバルブドライバ２５は、モード変換・リミッタ部２４で合成された車体の各部位での力指令を、減衰力指令電流に変換する機能を備えている。バルブドライバ２５から出力された車体各部位での減衰力指令電流は、１位〜４位の各可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１２に内蔵された、可変減衰ダンパのバルブを駆動して、減衰力を制御する。
【００３５】
次に、上記の構成からなる鉄道車両で制振制御実験を行った具体的な数値結果について述べる。
この試験に用いた車両は、在来線車両（軌間１０６７ｍｍ、車体長１９．５ｍ、重量２６ｔ）である。この車両の空気ばね共振周波数は１．３Ｈｚ、一次曲げ振動の共振周波数は１２．４Ｈｚである。
【００３６】
軌条輪から一次曲げの固有振動数である１２．４Ｈｚ０．０２ｍｍ正弦波で加振した際の、車体中央における上下加速度ＰＳＤ（単位（ｍ／ｓ²）²／Ｈｚ）の値は、以下の通りである。
なお、カッコ内の数値（％）は、（ａ）コントローラ２０による制御がない場合を１として、ＰＳＤがどの程度であるかを示す数値である。
【００３７】
（Ａ）１２．４Ｈｚ０．０２ｍｍ正弦波加振の結果
（ａ）コントローラ２０による制振制御がない場合
１２．２ＨｚにおけるＰＳＤの値０．００８１２４（１００％）
（ｂ）コントローラ２０で一次曲げモードのみ制御を行った場合
１２．２ＨｚにおけるＰＳＤの値０．００９３１１（１１４％）
【００３８】
次に、１２．４Ｈｚ０．０２ｍｍに上下並進の固有振動数である１．３Ｈｚ３ｍｍ正弦波を重ね合わせて加振した場合の結果を示す。
（Ｂ）１２．４Ｈｚ０．０２ｍｍ＋１．３Ｈｚ３ｍｍ正弦波加振の結果
（ａ）コントローラ２０による制振制御がない場合
１．３ＨｚにおけるＰＳＤの値０．１２９９（１００％）
１２．２ＨｚにおけるＰＳＤの値０．０１３２９（１００％）
（ｂ）コントローラ２０で一次曲げモードのみ制御を行った場合
１．３ＨｚにおけるＰＳＤの値０．１０６５（８２．０％）
１２．２ＨｚにおけるＰＳＤの値０．００６４１（４８．２％）
【００３９】
（ｃ）コントローラ２０で上下並進モードのみ制御を行った場合
１．３ＨｚにおけるＰＳＤの値０．０３００（２３．１％）
１２．２ＨｚにおけるＰＳＤの値０．０１６３９（１２３．３％）
（ｄ）コントローラ２０で一次曲げモード及び上下並進制御を行った場合
１．３ＨｚにおけるＰＳＤの値０．０３７０（２９．１％）
１２．２ＨｚにおけるＰＳＤの値０．００９８０（７３．７％）
【００４０】
（Ａ）の加振結果では、（ｂ）の制御を行っても制振効果が得られていない。これは、可変減衰ダンパのストロークが小さいため、必要とされる減衰力を発生させることが難しいからである。しかしながら、実際の走行時には、一次曲げ振動の共振周波数のみで加振されることはほとんどなく、例えば（Ｂ）の加振条件のように、他の周波数でストロークの大きい振動が生じている場合が大部分である。
【００４１】
このような場合は、振幅が大きく適当な速度を持つ振動を利用して減衰力を発生させることができるため、（Ｂ）の加振時に（ｂ）の制御を行った場合には、１２．２ＨｚにおけるＰＳＤの値が（ａ）の行わなかった場合と比較して半減しており、一次曲げ振動の低減効果を確認できる。又は、（ｃ）の制御時においては、剛体振動は低減するが一次曲げ振動がかえって増加しているのに対し、（ｄ）の制御を行うことによって、上下並進（剛体）振動及び一次曲げ（弾性）振動の双方が低減されることがわかる。
【００４２】
図１０は、本発明の他の実施例に係る鉄道車両の構造を模式的に示す図である。この例では、可変減衰ダンパは、空気ばねに内蔵されておらず別に設けられている。
図１０（Ａ）に示すように、台車１１の側はり２１０の左右両端に、側方に突出する台２１３を設け、その台２１３と車体１０との間に上下方向の可変減衰ダンパ２１５を介装している。可変減衰ダンパ２１５の上下両端は、図１０（Ｂ）に拡大して示すように、ピン付きゴムブッシュ２１７を介して車体１０、台車１１に接続されている。
この例では、台車１１−車体１０間の２次ばね２１２と並列に可変減衰ダンパ２１５が配置されている。ただし、この際、ピン付きゴムブッシュの剛性や球面軸受けのガタに注意する必要がある。また、本発明は、ボルスタ台車に対しても、２次ばねと並列に可変減衰ダンパを取り付けることにより適用可能である。
【００４３】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明の鉄道車両によれば、車体の剛体運動及び一次曲げ振動（弾性振動）の双方を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例に係る鉄道車両の車体、台車及び振動抑制システムを示す模式図である。
【図２】本発明の一実施例に係る鉄道車両の機構モデル図である。
【図３】本発明の一実施例に係る鉄道車両の制振制御装置の構成を示すブロック図である。
【図４】鉄道車両（客車）の一例を示す側面図である。
【図５】図４の車両における台車の構成を示す分解斜視図である。
【図６】特願平１０−３４３６２４として本発明者の内の一人により出願された可変減衰ダンパ内蔵型空気ばねの構成を示す断面図である。
【図７】鉄道車両の車体の上下振動の形態を説明するための模式図である。
【図８】従来のフルアクティブ式車両振動抑制技術の概念を表す図である。図８（Ａ）は、柔軟構造弾性車体の機構モデルの図であり、図８（Ｂ）は集中制御（モード別最適制御）方式の説明図である。
【図９】従来のダイナミックダンパ方式の振動抑制装置を有する鉄道車両の機構モデルを表す図である。
【図１０】本発明の他の実施例に係る鉄道車両の構造を模式的に示す図である。
【符号の説明】
１０車体１０−１弾性はり
１１台車１１−１、１１−２支持系
１２可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね１５加速度センサ
２０コントローラ
２１モード変換部２２積分器
２３スカイフックゲイン器２４モード変換・リミッタ部
２５バルブドライバ
１００車体
１０１ボルスタレス台車１０２車体支持装置
１０５車輪１０６車軸
１０７輪軸１０８軸受箱
１０９軸ばね１１０側はり
１１１上面板１１２下面板
１１３可撓膜１１４部材
１１５摺動板１１６高さ調整機構
１１７弾性ゴム１１８剛性リング
１１９エンドプレート１２０気密室
１２１流体圧シリンダ１２２シリンダ本体
１２３ピストン１２４アキュムレータ
１２５制御ボックス
１３０可変減衰ダンパ内蔵型空気ばね
２１０側はり２１２２次ばね
２１３台２１５ダンパ
２１７ピン付きゴムブッシュ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a railway vehicle including a semi-active suspension system. In particular, the present invention relates to a railway vehicle that can reduce both rigid body motion and primary bending vibration (elastic vibration) of a vehicle body.
[0002]
[Prior art and problems to be solved by the invention]
The form (vibration mode) of the vertical vibration of the vehicle body of a railway vehicle can be roughly divided into rigid body motion and bending vibration (elastic vibration).
FIGS. 7A to 7D are schematic views for explaining the form of vertical vibration of the vehicle body of the railway vehicle.
The rigid body motion includes a vertical translation (bouncing) motion (refer to FIG. 7A) representing the vertical displacement of the vehicle body, and a pitching motion in which the vehicle body swings up and down around the center of the vehicle body (FIG. 7B). )) And rolling motion (see FIG. 7C), which is rotational displacement of the vehicle body. The bending vibration (elastic vibration) is most representatively the primary bending vibration (see FIG. 7D) in the longitudinal direction of the vehicle body.
[0003]
In order to ensure the riding comfort of the railway vehicle, it is very important to reduce both the rigid body mode motion of about 1 Hz as described above and the vehicle body primary bending vibration of about 7 to 12 Hz. With recent increases in vehicle speed and weight, these vibrations have become prominent, and countermeasures are desired. In passive systems, it is very difficult to reduce these vibrations at the same time, so there is a movement to introduce control technology.
[0004]
The full-active method is mainly studied as an attempt to reduce both rigid body mode vibration and elastic vibration for railway vehicles (for example, “Active support control of flexible structure elastic body by Masao Nagai and Yasuhiro Sawada”). , Proceedings of the Japan Society of Mechanical Engineers (C), Vol. 53, No. 492 (Showa 62-8)).
FIG. 8 is a diagram showing the concept of the full-active vehicle vibration suppression technique disclosed in the above paper. FIG. 8A is a diagram of a mechanism model of an elastic vehicle body having a flexible structure, and FIG. 8B is an explanatory diagram of a centralized control (optimum control for each mode) method.
[0005]
As shown in FIG. 8A, the vehicle body model has a uniform elastic beam 1 that is free at both ends, and two

support systems

2 and 3 that support the elastic beam 1. In this model, the elastic beam 1 is a vehicle body, and the

support systems

2 and 3 are support devices (suspensions) at the front and rear of the vehicle body, respectively. In each of the

support systems

2 and 3, control actuators A1 and A2 including air springs and pneumatic cylinders for vehicles are incorporated. The forces f1 and f2 acting from the

support systems

2 and 3 toward the elastic beam 1 are the sum of the force of the air spring and the force of the pneumatic cylinder.
[0006]
In the centralized control (optimum control for each mode) system shown in FIG. 8B, sensors S1 and S2 are attached to the front and rear support portions (support systems 2 and 3) of the vehicle body (elastic beam 1), respectively, and the sensor is also installed at the vehicle body center. S3 is attached, and signals from these sensors S1 to S3 are transmitted to the actuators A1 and A2 at the front and rear of the vehicle body for control.
According to this method, it is possible to control both the rigid body motion and the bending vibration of the vehicle body. In addition to this, the result of the current car test was shown ("Development of vertical vibration control system for upper and lower systems by Uebayashi, Usui, Otsuka, Nishi, Matsushima and Danohata (running test result on 300X Shinkansen test vehicle)" ”, Japan Railway Cybernetics Council, Proceedings of National Symposium on the Use of Cybernetics in Railways, (1998-11), etc.), all of which were based on full active suspension.
[0007]
However, the full active method has the following disadvantages.
(1) If an abnormality occurs in the control device, there is a risk that the vehicle body will be vibrated.
(2) Since a drive source such as a hydraulic pump and piping from the drive source to the actuator are required, the apparatus is complicated, the cost is high, and the maintainability is poor.
(3) It is necessary to supply energy from an external drive source, which is not energy saving.
[0008]
In railway vehicles, an example is known in which a semi-active method is adopted for a left and right vibration control device. On the other hand, it has been considered that it is disadvantageous to adopt the semi-active method in a railway vehicle when the vertical vibration control including bending vibration is performed.
(1) The place where the damper is mounted is necessarily near the vehicle body support point. However, since this place is in the vicinity of the node of the primary bending vibration of the vehicle body, it is difficult to obtain a vibration suppressing effect against bending vibration even if a control force is applied.
(2) The amplitude due to the primary bending vibration at the position where the damper is mounted is at most about 0.5 mm. For this reason, it is difficult to generate the damping force required for the semi-active control with the damper against the primary bending vibration.
[0009]
In addition, as an example of vibration suppression of only the primary bending vibration of the vehicle body, a method of attaching a dynamic damper at the center of the vehicle body has been attempted.
FIG. 9 is a diagram illustrating a mechanism model of a railway vehicle having a dynamic damper type vibration suppressing device.
The vehicle body model shown in this figure has a uniform elastic beam 5 that is free at both ends, and two support systems 6 and 7 that support the elastic beam 5. In this model, the elastic beam 5 is a vehicle body, and the support systems 6 and 7 are support devices (suspensions) at the front and rear of the vehicle body, respectively. The spring constant of each support system 6 and 7 is k, and the damping constant is c. Further, a dynamic damper D is attached to the central portion of the elastic beam 5.
[0010]
The vehicle body model of FIG. 9 can reduce the primary bending vibration of the vehicle body by attaching the dynamic damper D. However, the dynamic damper D is generally heavier (as an example, the dynamic damper is about 1 t with respect to the vehicle body of 25 t), and when a new mass is attached, it is against the weight reduction of the vehicle body. Moreover, it is generally difficult to attach a dynamic damper to an existing vehicle due to problems such as a layout of equipment arrangement.
[0011]
As yet another example, a method of suppressing vibration by attaching a damping material made of rubber, FRP, a steel plate or the like to a vehicle body is also known. However, affixing the damping material to the existing vehicle is a large-scale construction.
[0012]
An object of the present invention is to provide a vibration damping device that reduces both rigid body motion and primary bending vibration (elastic vibration) in a railway vehicle having a semi-active suspension system.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problems, a railway vehicle according to the present invention includes a vehicle body, two carriages that support the vehicle body in the front-rear direction, a vehicle body support device interposed between the carriages and the vehicle body, and a variable damping damper in the vertical direction. A sensor that detects vibrations in the vertical direction of the vehicle body disposed in front, in the middle and after the vehicle body, receives an input signal detected by the sensor, controls the damping force of the variable damping damper, and comprising a damping control means for reducing the vibration of the vehicle body, wherein the damping control unit, a detection signal of the sensor, the vehicle body vertical translational mode, pitching mode, each of the rolling-mode and primary bending mode decomposed by modal expansion to the vibration mode, it calculates the setting value of the variable attenuation damper to correspond to each of these modes, issues an instruction to the damper, to reduce both the body of rigid vibration and primary bending vibration And butterflies.
[0014]
The present invention employs the semi-active method (vibration control method using the damping force of the variable damping damper), and thus has the following advantages.
(1) Since a driving source such as a hydraulic pump, piping, and the like are unnecessary, the equipment configuration is simple and inexpensive.
(2) The vehicle body is not vibrated at the time of failure or control failure, and safety is high.
(3) Energy supply from the outside is unnecessary and energy saving.
[0015]
In railway vehicle of the present invention, the damping control unit, a detection signal of the sensor, the decomposing mode transducer by modal expansion in each of the vibration modes, the vibration mode that is mode deployed in the mode transducer To calculate the vehicle body speed by integrating the acceleration of the vehicle, and to calculate the damping force required for each vibration mode by multiplying the integrator for each vibration mode and the sky speed gain on the vehicle body speed calculated by the integrator And a skyhook gain device for each vibration mode .
[0016]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 4 is a side view showing an example of a railway vehicle (passenger car).
FIG. 5 is an exploded perspective view showing the configuration of the carriage in the vehicle of FIG.
In the following description, up, down, left, and right, front and back indicate the directions of arrows in each figure.
[0017]
As shown in FIG. 4, this railway vehicle is configured around a vehicle body 100 and two bolsterless trolleys (hereinafter abbreviated as trolleys) 101. On the left and right beams 110 of the carriage 101, as shown in FIG. 5, a vehicle body support device 102 made of an air spring or the like is installed. The vehicle body 100 is placed on the vehicle body support device 102. The vehicle body support device 102 plays a role of improving the ride comfort of the vehicle by buffering the vibration of the carriage 101 so as not to be transmitted directly to the vehicle body.
[0018]
A wheel shaft 107 including a wheel 105 and an axle 106 is incorporated in the lower portion of the carriage 101. The wheels 105 are press-fitted and fixed to both ends of the axle 106. Outside both wheels 105, bearing boxes 108 are fitted on both ends of the axle 106. The side beam 110 and the bearing housing 108 of the carriage 101 are connected by two shaft springs 109. Due to the shaft spring 109 and the like, the wheel shaft 107 is elastically supported moderately with respect to the side beam 110 in the up, down, front, back, left and right directions.
[0019]
Next, the variable damping damper used in the present embodiment will be described with reference to FIG.
FIG. 6 is a cross-sectional view showing the configuration of a variable damping damper built-in air spring filed by one of the inventors as Japanese Patent Application No. 10-343624.
The vehicle body support device 102 is configured around a variable damping damper built-in air spring 130. The variable damping damper built-in air spring 130 includes a disk-shaped upper surface plate 111, a ring-shaped lower surface plate 112, a diaphragm-shaped flexible film 113, and the like. The upper surface plate 111 is fixed to the lower surface of the vehicle body. A lid-shaped member 114 is fixed to the center of the lower surface of the upper surface plate 111, and a disk-shaped sliding plate 115 is attached to the lower surface of the member 114. On the other hand, the lower surface plate 112 is fixed to the cart side. The flexible film 113 is attached in a ring shape so as to make the space between the upper surface plate 111 and the lower surface plate 112 airtight.
[0020]
A height adjusting mechanism 116 (see FIG. 5) is provided beside the variable damping damper built-in air spring 130. The height adjusting mechanism 116 automatically adjusts the height of the variable damping damper built-in air spring 130 to keep the vehicle body 100 at a standard height. As shown in FIG. 6, annular elastic rubber 117 and annular rigid ring 118 are alternately and concentrically stacked immediately below the lower surface plate 112 of the variable damping damper built-in air spring 130. An end plate 119 fixed to the cart side is attached to the lower part of the lowermost elastic rubber 117. An airtight chamber 120 in which air is enclosed is formed by being surrounded by these members 111 to 115 and 117 to 119.
[0021]
A fluid pressure cylinder 121 is installed in the airtight chamber 120 of the air spring 130 with a built-in variable damping damper. The fluid pressure cylinder 121 includes a cylinder body 122, a piston 123, and the like. The cylinder body 122 is fixed to the center of the upper surface of the end plate 119. A piston 123 is attached to the cylinder body 122 so as to be extendable and contractible. A resin sheet 123a having a low friction characteristic is attached to the upper end of the piston 123, and a lateral displacement (relative displacement in the front-rear and left-right directions) generated between the piston 123 (cart side) and the sliding plate 115 (vehicle body side) is applied. It is supposed to miss.
[0022]
An accumulator 124 is installed inside the end plate 119. The accumulator 124 urges the piston 123 of the fluid pressure cylinder 121 in the extending direction so as to contact the sliding plate 115 with a predetermined pressure. A control box 125 is installed on the upper surface of the end plate 119. The control box 125 includes damping means for adjusting the flow resistance applied to the working fluid. The vibration of the vehicle body is suppressed by optimally adjusting the attenuation amount of the attenuation means in accordance with the vibration of the vehicle body.
[0023]
Next, the system configuration of the railway vehicle of the present invention will be described with reference to FIGS.
FIG. 1 is a schematic diagram showing a vehicle body, a carriage, and a vibration suppression system of a railway vehicle according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a mechanism model diagram of a railway vehicle according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a railcar vibration damping control apparatus according to an embodiment of the present invention.
[0024]
In FIG. 1, reference numeral 10 indicates a vehicle body, and reference numeral 11 indicates two front and rear carriages. The vehicle body 10 and the trolley 11 are schematically drawn from the vehicle body 100 and the trolley 101 shown in FIG. A total of four variable damping damper built-in air springs 12 (130) are interposed between the vehicle body 10 and the carriage 11 in the front, rear, left, and right. This air spring can reduce vibrations by controlling the damping force of a built-in variable damping damper. The maximum damping force of the variable damping damper was about 10% of the vehicle body load, and a certain effect was obtained. In the case of this example, it was set to 400 kgf.
[0025]
A variable damping damper built-in type air spring 130 shown in FIG. 6 is suitable for a vehicle equipped with a bolsterless carriage. In this case, the vertical variable damping damper can be mounted by exchanging the air spring.
[0026]
Here, the mechanism model of the railway vehicle will be described with reference to FIG.
As shown in FIG. 2, in this vehicle body model, a uniform elastic beam 10-1 having both ends freely is the vehicle body 10, and two support systems 11-1 and 11-2 supporting the elastic beam 10-1 are respectively provided. These are a carriage 11 at the front and rear of the vehicle body and an air spring 12 with a built-in variable damping damper.
The symbols in the model of FIG. 2 will be described later in the explanation of the mode expansion principle in the mode conversion unit of the controller.
[0027]
Returning to FIG. 1, a total of six acceleration sensors 15 are arranged on the left, right, front, middle, and rear of the vehicle body 10. These acceleration sensors 15 detect vertical vibrations of the vehicle body 10 and output detection signals to the controller 20 described later. Although a total of six acceleration sensors 15 are arranged here, the number required is generally different depending on the vibration mode to be controlled. For example, if only vertical translation, pitching, and primary bending vibration are to be controlled, at least three acceleration sensors may be used. Alternatively, for pitching and rolling, a rate gyro may be used without using an acceleration sensor. Alternatively, if it is desired to monitor and control higher-order vibrations higher than the primary bending vibration, the number of sensors may be increased by the number corresponding to the vibration mode.
The acceleration sensor 15 used here is desirably a servo type in view of performance. Alternatively, a strain gauge type acceleration sensor can be used.
[0028]
Next, the configuration of the vibration suppression control device (controller) will be described with reference to FIG.
As shown in FIG. 3, the controller 20 includes a mode conversion unit 21. The mode conversion unit 21 receives acceleration detection signals output from the six acceleration sensors 15 (1st to 6th). In this mode conversion unit 21, based on the acceleration detected by each acceleration sensor 15, a vertical translation mode (see FIG. 7A), a pitching mode (see FIG. 7B), and a rolling mode (see FIG. 7C). Mode) and a primary bending mode (see FIG. 7D), respectively. The expansion of the mode conversion unit 21 is performed according to the following principle.
[0029]
Considering the inertia, internal viscosity and bending rigidity of the elastic beam (vehicle body) 10-1 as shown in FIG. 2, if the vertical displacement z (x, t) of the elastic beam 10-1 is very small, the following partial differential Equation [Equation 1]

Is established. However, in this “Equation 1”,
ρ: = vehicle mass per unit length EI: = flexural rigidity μI of vehicle body: = internal viscous damping coefficient li: = represents the position of each support point. Note that δ (x) is a delta function.
[0030]
Here, as shown in FIG. 2, f ₁ (t) and f ₂ (t) represent the supporting forces of the supporting systems 11-1 and 11-2 in front and rear of the vehicle body, and f _a1 (t) and f _a2 (t ) Represents the generated force of the variable damping damper built in the variable damping damper built-in air spring 12 in each of the support systems 11-1 and 11-2, and k and c are the air springs of the variable damping damper built in air spring 12, respectively. Represents constant and damping coefficient. Furthermore, the vertical displacement at the center of the elastic beam 10-1 is z _bc , and the vertical displacements immediately above the support systems 11-1 and 11-2 are z _b1 and z _b2 , respectively.
[0031]
When the partial differential equation of “Equation 1” is expanded to the rigid body motion mode and bending vibration mode of the vehicle body, the following equation is obtained.

The meaning of this equation is
First term on the right side: A term related to the displacement Z in the vertical translation direction of the vehicle body. Second term on the right side: A term related to the pitch angle θ of the vehicle body. Third term on the right side: A term related to the bending vibration qm of the elastic beam (m = 3 in the case of primary bending of the vehicle Equivalent to
It is.
The above is the development principle of the mode conversion unit 21.
[0032]
The mode conversion unit 21 is connected to the integrator 22. The integrator 22 includes four integration circuits corresponding to each mode. The integrator 22 integrates the acceleration of each mode developed by the mode conversion unit 21 to calculate the vehicle body speed. Note that, if necessary, the mode converter 21 can remove a component close to direct current by subtracting the moving average of the acceleration from the mode-expanded acceleration. If this operation is performed, it becomes a countermeasure against the drift of the integrator. This integrator preferably has a low gain in the extremely low frequency range in order to prevent drift. In addition, it is desirable to design the integrator in consideration of the response delay of the damper. For example, in the case of the present embodiment, the integrator for the first-order bending mode is advanced in phase by about 30 degrees at 12.4 Hz with respect to the pure integrator.
[0033]
The integrator 22 is connected to the skyhook gain device 23. The skyhook gain unit 23 multiplies the vehicle body speed calculated by the integrator 22 by the skyhook gain to calculate the damping force required for each mode. Thus, by having the integrator 22 and the skyhook gain unit 23 for each mode, it is possible to provide control characteristics independently for each vibration mode. The skyhook gain device 23 is connected to the mode conversion / limiter unit 24. In this mode conversion / limiter unit 24, the damping force for each mode calculated by the skyhook gain device 23 is used as a variable damping damper built-in type air spring at each part of the vehicle body (1st to 4th in FIG. 1). 12 is converted into a damping force by a variable damping damper built in 12. Further, at this time, the mode conversion / limiter unit 24 provides a limiter for each mode and designates the maximum damping force in each mode.
[0034]
The mode conversion / limiter unit 24 is connected to the valve driver 25. The valve driver 25 has a function of converting a force command at each part of the vehicle body synthesized by the mode conversion / limiter unit 24 into a damping force command current. The damping force command current at each part of the vehicle body output from the valve driver 25 drives the valve of the variable damping damper built in each of the first to fourth variable damping damper built-in type air springs 12 to thereby reduce the damping force. To control.
[0035]
Next, specific numerical results of a vibration suppression control experiment performed on the railway vehicle having the above-described configuration will be described.
The vehicle used for this test is a conventional line vehicle (gauge 1067 mm, body length 19.5 m, weight 26 t). The vehicle has an air spring resonance frequency of 1.3 Hz and a primary bending vibration resonance frequency of 12.4 Hz.
[0036]
The value of vertical acceleration PSD (unit (m / s ² ) ² / Hz) at the center of the vehicle body when vibrating from the rail wheel with a natural frequency of 12.4 Hz 0.02 mm which is the natural frequency of the primary bending is as follows: It is.
Note that the numerical value (%) in parentheses is a numerical value indicating the degree of PSD with (a) 1 when there is no control by the controller 20.
[0037]
(A) Result of 12.4 Hz 0.02 mm sine wave excitation (a) PSD value at 12.2 Hz when there is no vibration suppression control by the controller 20 0.008124 (100%)
(B) When the controller 20 controls only the primary bending mode, the PSD value at 12.2 Hz is 0.009311 (114%).
[0038]
Next, a result when the 1.3 Hz 3 mm sine wave which is the natural frequency of vertical translation is superimposed on 12.4 Hz 0.02 mm and vibrated is shown.
(B) Result of 12.4 Hz 0.02 mm + 1.3 Hz 3 mm sine wave excitation (a) PSD value at 1.3 Hz when there is no vibration suppression control by the controller 20 0.1299 (100%)
PSD value at 12.2 Hz 0.01329 (100%)
(B) When the controller 20 controls only the primary bending mode, the PSD value at 1.3 Hz is 0.1065 (82.0%)
PSD value at 12.2 Hz 0.00641 (48.2%)
[0039]
(C) When the controller 20 controls only the vertical translation mode, the PSD value at 1.3 Hz is 0.0300 (23.1%)
PSD value at 12.2 Hz 0.01639 (123.3%)
(D) When the primary bending mode and the vertical translation control are performed by the controller 20, the PSD value at 1.3 Hz is 0.0370 (29.1%).
PSD value at 12.2 Hz 0.00980 (73.7%)
[0040]
In the vibration result of (A), the vibration damping effect is not obtained even if the control of (b) is performed. This is because it is difficult to generate the required damping force because the stroke of the variable damping damper is small. However, during actual travel, vibration is hardly generated only at the resonance frequency of the primary bending vibration. For example, vibration with a large stroke may occur at other frequencies as in the vibration condition of (B). Mostly.
[0041]
In such a case, a damping force can be generated using vibration having a large amplitude and an appropriate speed. Therefore, when the control of (b) is performed during the vibration of (B), 12. The PSD value at 2 Hz is halved compared to the case where (a) is not performed, and the effect of reducing the primary bending vibration can be confirmed. Alternatively, in the control of (c), the rigid body vibration is reduced but the primary bending vibration is increased. On the other hand, by performing the control of (d), the vertical translation (rigid body) vibration and the primary bending ( It can be seen that both (elastic) vibrations are reduced.
[0042]
FIG. 10 is a diagram schematically showing the structure of a railway vehicle according to another embodiment of the present invention. In this example, the variable damping damper is not provided in the air spring but is provided separately.
As shown in FIG. 10 (A), a base 213 projecting sideways is provided at the left and right ends of the side beam 210 of the carriage 11, and a vertical variable damping damper 215 is interposed between the base 213 and the vehicle body 10. Disguise. The upper and lower ends of the variable damping damper 215 are connected to the vehicle body 10 and the carriage 11 via rubber bushes 217 with pins as shown in an enlarged view in FIG.
In this example, a variable damping damper 215 is disposed in parallel with the secondary spring 212 between the carriage 11 and the vehicle body 10. However, at this time, it is necessary to pay attention to the rigidity of the rubber bush with pins and the backlash of the spherical bearing. The present invention can also be applied to a bolster truck by attaching a variable damping damper in parallel with the secondary spring.
[0043]
【The invention's effect】
As described above, according to the railway vehicle of the present invention, both the rigid body motion of the vehicle body and the primary bending vibration (elastic vibration) can be reduced.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a vehicle body, a carriage, and a vibration suppression system of a railway vehicle according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a mechanism model diagram of a railway vehicle according to an embodiment of the present invention.
FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a railroad vehicle vibration damping control apparatus according to an embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a side view showing an example of a railway vehicle (passenger car).
5 is an exploded perspective view showing a configuration of a carriage in the vehicle of FIG. 4;
FIG. 6 is a cross-sectional view showing the configuration of a variable damping damper built-in air spring filed by one of the inventors as Japanese Patent Application No. 10-343624.
FIG. 7 is a schematic diagram for explaining a form of vertical vibration of a vehicle body of a railway vehicle.
FIG. 8 is a diagram illustrating a concept of a conventional full-active vehicle vibration suppression technique. FIG. 8A is a diagram of a mechanism model of an elastic vehicle body having a flexible structure, and FIG. 8B is an explanatory diagram of a centralized control (optimum control for each mode) method.
FIG. 9 is a diagram showing a mechanism model of a railway vehicle having a conventional dynamic damper type vibration suppressing device.
FIG. 10 is a diagram schematically showing the structure of a railway vehicle according to another embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Car body 10-1 Elastic beam 11 Cart 11-1, 11-2 Support system 12 Air spring with built-in variable damping damper 15 Acceleration sensor 20 Controller 21 Mode conversion unit 22 Integrator 23 Skyhook gain device 24 Mode conversion / limiter unit 25 Valve driver 100 Car body 101 Bolsterless bogie 102 Car body support device 105 Wheel 106 Axle 107 Wheel axle 108 Bearing box 109 Axle spring 110 Side beam 111 Upper surface plate 112 Lower surface plate 113 Flexible film 114 Member 115 Sliding plate 116 Height adjustment mechanism 117 Elastic rubber 118 Rigid ring 119 End plate 120 Airtight chamber 121 Fluid pressure cylinder 122 Cylinder body 123 Piston 124 Accumulator 125 Control box 130 Variable spring damper built-in type air spring 210 Side beam 212 Secondary spring 213 2 15 Damper 217 Rubber bush with pin

Claims

The car body,
Two trolleys that support the vehicle body in front and back;
A vehicle body support device interposed between each carriage and the vehicle body and a variable damping damper in the vertical direction;
A sensor that detects vibrations in the vertical direction of the vehicle body, disposed in front, in the middle and after the vehicle body;
And damping control means for receiving the detected input signal of the sensor, and controls the damping force of the variable damping damper, reducing the vibration of the vehicle body,
Equipped with,
The vibration suppression control means decomposes the signal detected by the sensor into the vibration modes of the vertical translation mode, the pitching mode, the rolling mode, and the primary bending mode of the vehicle body by mode expansion. Calculate the set value of the variable damping damper, issue a command to the damper,
A railway vehicle characterized by reducing both rigid body vibration and primary bending vibration of a vehicle body .

The vibration suppression control means
A mode conversion unit that decomposes the signal detected by the sensor into the vibration modes by mode expansion;
An integrator for each vibration mode that calculates the vehicle body speed by integrating the acceleration of each vibration mode expanded in the mode conversion unit;
A skyhook gain device for each vibration mode, which calculates a damping force required for each vibration mode by multiplying a vehicle body speed calculated by the integrator by a skyhook gain. The railway vehicle according to 1.