JPH0134824B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は、乗心地を良好にするための車両の振
動制御装置に関するものである。 従来、車両の振動制御方式としては、ばね系に
制御用の流体作動機構を併設し、車体の振動加速
度を電気的に検出して制御入力とし、前気流体作
動機構を動作させる方式が開発されつつある。こ
の方式は車体支持ばねが車体の基準位置を保持
し、車体質量と支持ばねで決まる固有振動数にお
ける応答を低下させるという特徴を有するが、高
周波数の加振に対しては流体作動機構の位相遅れ
の影響が大きく、応答を低下させることが困難と
なつている。特に、流体作動機構として空気シリ
ンダーや空気バツグのような空気系を使用する場
合には電気信号によつて空気量を制御する空気サ
ーボ弁の応答が悪く、現状では折点周波数が２〜
３Hz程度の一遅れ要素となつている。これに対
し、通常の車両は0.8〜２Hzに動揺と呼ばれる振
動モード（上下、ピツチング、ヨーイング、下心
ローリング、上心ローリング）の固有振動数を有
すると同時に５Hz近傍に台車の軸ばねと台車質量
によつて支配される台車の固有振動数、10Hz以上
には車体の弾性体としての曲げ振動モードがそれ
ぞれ上下、左右方向に存在し、しかも一般に上下
方向については６〜20Hz、水平方向については４
〜15Hzの振動が乗心地に対して悪影響を及ぼすこ
とを考慮すると幅広い周波数領域にわたつて振動
を低減させることは重要である。 一方、前記した従来の振動制御装置において
は、電気系の異常対策について何も考慮されてい
ない。したがつて、上記したように幅広い周波数
領域にわたつて振動を抑制すると同時に、電気系
の異常例えば停電、電気回路の故障時にも乗心地
が悪化することのない車両の振動制御装置を構成
することはきわめて重要な課題である。 上記の点に鑑み本発明は、幅広い周波数領域に
わたつて、特に動揺に対する振動を十分低下させ
ると同時に、高周波数においても振動が小さく乗
心地を著しく改善し、しかも電気系の異常時にも
必要な乗心地を確保することができる車両の振動
制御装置を提供することを目的としたものであ
る。 本発明の要点は、車体を支持するばねに油圧シ
リンダおよび複動形空気シリンダ等の流体作動機
構を併設し、車両の振動を電気的に検出する振動
検出器の出力を制御回路で補償した後、該制御回
路の出力によつてサーボ弁を動作させ前記流体作
動機構をフイードバツク制御するように構成し、
サーボ弁および流体作動機構の有する位置遅れが
上記した制御回路で補えない高周波数に対しては
電気系のゲインを小さくし、しかも、サーボ弁と
流体作動機構自体が有する流体系固有の減衰作用
（電気信号をサーボ弁に導かない場合にも存在し
ている系の減衰）および車体質量、支持ばねのば
ね定数により後に詳述するごとく定義できる流体
系固有の車体支持系に対する減衰係数比を0.15以
下としたことである。すなわち、高周波数に対し
て支持ばねに効果を有効に働かせて応答を低下さ
せるとともに、電気系の異常時として制御信号が
とだえた場合にも動揺と呼ばれる支持ばねのばね
定数と車体質量で定まる固有振動を限度内におさ
えることのできるように、流体系固有の車体支持
系に対する減衰係数比を0.05以上としたことであ
る。 本発明の第２の要点は車体と前後の台車間の上
下方向、水平左右方向に流体作動機構を配置した
多自由度系振動モードを考慮した場合に、ヨーイ
ングモードにおける流体系固有の車体支持系に対
する減衰係数比が0.05〜0.15となるように水平左
右方向の流体作動機構およびそれを動作させるサ
ーボ弁を構成するとともに上下振動モードにおけ
る流体系固有の車体支持系に対する減衰係数比が
0.05〜0.15となるよう上下方向の流体作動機構お
よびそれを動作させるサーボ弁を構成したことで
ある。 さらに、本発明の第３の要点は振動検出信号を
補償してサーボ弁に伝える制御回路に電気系の異
常検知能力を持たせ、異常時にはサーボ弁への入
力をなくすと同時に、流体作動機構とサーボ弁か
らなる流体系の固有の減衰を大きくす機器を設
け、動揺に対する乗心地の悪化を防止したことで
ある。 以下本発明をいくつかの実施例により詳細に述
べる。第１図は本発明の車両の振動制御装置を示
すブロツク線図であり、第２図は第１図における
空気サーボ弁の概要を示す回路図、第３図はさら
にその空気サーボ弁の主要構成部品であるリレー
増幅器の構造を示す断面図である。第１図おい
て、１は車体、２は車体１を支持するばね、３は
ばね２に併設された流体作動機構である空気シリ
ンダ、４は台車でありこの図では軌道不整をその
まま伝える加振源として取扱うことにする。５は
振動検出器であり、この実施例では加速度ピツク
アツプ６と検出器７から構成されている。８は制
御回路で、補償回路９とサーボアンプ１０より構
成されている。１１は空気サーボ弁で、前記制御
回路８のサーボアンプ１０からの電流入力により
電流源１２から供給された空気を空気シリンダ３
に供給する。第２図において、１３は空気サーボ
弁１１に空気シリンダ３のそれぞれの空気室に対
応するよう２個設けられたリレー増幅器で、ノズ
ル１４が取付けられている。１５は前記リレー増
幅器１３のノズル１４に対応して設けられたフラ
ツパで、該フラツパ１５は支持点１６を中心にし
て揺動自在に取付けられている。１７はフラツパ
１５の零点調整ばね、１８はゲイン調整ばねであ
る。１９は永久磁石、２０は前記永久磁石１９に
対応して設けたコイルであり、該永久磁石１９お
よびコイル２０はフラツパ１５の支持点１６の両
側に設けられ、制御回路８からの制御信号により
フラツパ１５を揺動させるものである。 このように構成された車両の振動制御装置の作
用について説明する。車体１が加振側（この例で
は台車４）の加振上下変位Z_Oを受けて振動変位Z_B
を生じると、その加速度Z¨_Bは振動検出器５により
電気信号として検出され、制御回路８で周波数に
対してゲインおよび位相を補償し増幅された後、
空気サーボ弁１１を駆動させる。空気サーボ弁１
１は２組のコイル２０、永久磁石１９、ノズル１
４とリレー増幅器１３を有しており、制御回路８
の出力電流に応じて２組のコイル２０を互いに逆
方向に励磁し、フラツパ１５を動かす。この時、
リレー増幅器１３は空気源１２からの供給空気の
一部をノズル１４からフラツパ１５に噴出してい
るので、ノズル１４内の圧力の増減により供給空
気シリンダ３の両室に互いに逆向きに供給（ある
いは排気）する。したがつて、空気シリンダ３の
両室の圧力差により、車体の振動加速度Z¨_Bをなく
すように制御することができる。この際、空気サ
ーボ弁１１内では電気信号でフラツパ１５を動か
し、ノズル１４を介してバルブ２５を移動させる
ので当然遅れを生じ、特に空気式サーボ弁の場合
は空気の圧縮性が大きいためにこの位相遅れがは
なはだしく、現状では２〜３Hzの折点周波数を有
する一次遅れ要素となつている。一方、このよう
に構成された振動制御装置においては、リレー増
幅器１３のバルブ２５の開放したすき間を通つて
空気シリンダ３内の空気が出入するので、空気サ
ーボ弁１１、空気シリンダ３のみの流体系におい
て固有の減衰機能を有している。本実施例では後
述のように定義できる前記流体系固有の車体支持
系に対する減衰係数比ζ′を0.15以下として、上記
した空気サーボ弁１１の能力の及ばない高周波数
における車体の振動を小さくし、しかも、振動検
出器５、制御回路８等の電気系が故障して制御が
行なわれない場合にも車体動揺に対して必要最小
限の減衰作用が得られるように流体系固有の車体
支持系に対する減衰係数比ζ′を0.05以上としてい
る。 空気シリンダ３の断面積をＡ（cm³）、空気サーボ
弁１１の内部抵抗をr_P（Kgｆ・ｓ／cm⁵）、空気シ
リンダ３の等価容量をCs（cm⁵／Kgｆ）〔Cs＝Vs／
1.4Ps、Vsは空気シリンダ３および配管の体積
（cm³）、Psは供給圧力（Kgｆ／cm³）〕とし、車体１
の質量をｍ（Kg）、ばね２のばね定数をｋ（Kgｆ／
cm）とすると、加振変位Z_Oに対する車体の応答変
位Z_Bの応答倍率τ＝Z_B／Z_Oは、空気系のみの場
合、 τ＝Z_B／Z_O ＝r_P（A²＋kCs）Ｓ＋ｋ／mS²＋｛r_PCsmS²＋r_P（A²kCs｝
Ｓ＋ｋ と表わされる。ここで、Ｓは、ラプラス演算子で
ある。一方、制御用のシリンダを設けずに、ダン
パによる減衰を与える一般の受動的な振動系にお
いては、ダンパの減衰係数をＣ（Kgｆ・Ｓ／cm）
とすると、応答倍率τおよび減衰係数比ζはよく
知られているように、 となり、上記した本実施例における空気系だけの
場合の等価な減衰係数比ζはばね定数ｋと車体質
量ｍできまる固有振動数ω＝√において次
のように近以する（Ｓ＝jωを代入、j²＝−１）。 ここで、r_Pは空気サーボ弁１１自体の安定性を
得るためにその値は大体決つており、本実施例で
は0.0015（Kgfs／cm⁵）としている。また、ζ′は空
気シリンダ３の断面積Ａの二乗に比例するので、
空気シリンダ３の内径の四乗に比例することにな
る。したがつて、本実施例では空気シリンダ３の
直径を100mm程度とし、0.05＜ζ′＜0.15を実現して
いる。 第４図は本実施例における制御時の車体１の応
答を示す周波数特性であり、比較のためにζ＝
0.2としたばね・ダンパによる受動的な振動系の
応答も破線で示している。図中、は空気シ
リンダ３の内径を変えてそれぞれζ′＝0.15、0.05
とした場合の制御系の応答特性であり、固有振動
数ｆ＝１／2π√＝1.3Hzにおけるる応答は、従 来の受動的な振動系と比べて著しく減少すると同
時に、ζ′を小さくすることによつて10Hz近傍の振
動数においても応答を小さくすることができる。
第５図は電気系の信号が異常となり、電気系が作
動せず流体系のみになつた場合の車体１の応答を
示す周波数特性であり、比較のためにζ＝0.2と
したばね・ダンパによる受動的な振動系の応答を
に破線で示している。′、′はそれぞれζ′＝
0.15、0.05の場合で、５Hz以上の特性はほぼ第４
図におけるそれぞれの特性と同じになつている。
1.3Hzの共振点においてはζ′＝0.15にてτ＝3.7、
ζ′＝0.05にてτ＝8.7となる。 このように、本実施例によれば巾広い周波数領
域にわたつて、特に動揺に対する振動を十分低下
させると同時に、高周波数においても振動が小さ
く、したがつて乗心地が著しく改善され、しかも
電気系異常時にも必要な乗心地が確保できる車両
の振動制御装置を構成することができる。 本実施例では流体作動機構として複動形空気シ
リンダを用いているが、空気バツグを用いても良
く、油圧サーボ弁を用いて油圧シリンダを利用し
ても良い。油圧系の場合、車両自体が扉の開閉等
ですでに空気源を有している空気系と異なり、油
圧源を車両に搭載する必要があるが、その応答性
は高いので、本実施例で述べた10Hz近辺での効果
を30〜50Hzにおいて同様に発揮することができ
る。また、本実施例では車体の加速度を検出信号
としているがが、制御回路における補償の内容を
変えることにより、台車の振動加速度を検出して
も同様の制御が可能である。車体と台車間の相対
変位を検出しても良いし、これらの振動をそれぞ
れ検出して制御することも勿論可能である。 第６図〜第８図は本発明を多自由度系を構成す
る車両に適用した実施例を示すもので、１は車
体、２ａ，２ｂは車体を支持するばねで、車体１
の前後部において、台車４上に設置されている。
なお、前記ばね２ａ，２ｂは空気ばねのように水
平方向にも弾性を有している。４１は台車４の軸
ばね、４２は車輪であり、４３は軌道である。３
ａ，３ｂ，３ｙは制御用流体作動機構である空気
シリンダで、該空気シリンダ３ａ，３ｂは車体１
と台車４との間の左右両側位置にそれぞれ上下方
向に取付けられている。また、空気シリンダ３ｙ
は車体１と台車４との間のほぼ中央位置に水平左
右方向に取付けられている。６ａ，６ｂ，６ｙは
前記空気シリンダ３ａ，３ｂ，３ｙの取付け位置
にそれぞれ対応させて設けられ、該空気シリンダ
３ａ，３ｂ，３ｙの作動方向と同一方向の振動加
速度を検出する加速度ピツクアツプである。該加
速度ピツクアツプ６ａ，６ｂ，６ｙの検出結果は
それぞれに対応して設けられた検出器に伝えら
れ、制御回路を介して前記空気シリンダ３ａ，３
ｂ，３ｙをそれぞれ独立して制御するように構成
されている。（第６図〜第８図中には検出器およ
び制御回路図示せず） このような構成において、前後台車４が水平左
右方向にそれぞれ逆相で変位するような加振に対
し、車体のヨーイング振動モードにおける流体系
固有の車体支持系に対する減衰係数比がζ′〓＝0.05
〜0.15となるように、水平左右方向に配置された
前後の空気シリンダ３ｙおよび該空気シリンダ３
ｙに設けられた空気サーボ弁を構成する。また、
前後の台車４が同相で上下方向に変位するような
加振に対し、車体の上下振動モードにおける流体
系固有の減衰係数比がζ′_Z＝0.05〜0.15となるよう
に、上下方向に配置された前後の空気シリンダ３
ａ，３ｂおよび該空気シリンダ３ａ，３ｂに対応
して設けられた空気サーボ弁を構成している。な
お、図中Z_B，y_Bは各方向の振動を示し、φはロー
リング角、ψはヨーイング角、θはピツチング角
を示している。 第９図〜第１１図はこのように構成した振動制
御装置を有し、ζ′〓＝ζ′_Z＝0.1とした車両のヨーイ
ング加振ψ₀、ピツチング加振θ₀、ローリング加振
φ₀に対する車体のヨーイング角応答倍率（τ〓＝
ψ_B／ψ₀）、ピツチング角応答倍率（τ〓＝θ_B／
θ₀）、ローリング角応答倍率（τ〓＝ψ_B／φ₀）の
周波数特性を示している。図中破線で示した周波
数特性、、は比較のために示した在来のば
ね・ダンパによる受動的な振動系における特性で
ある。 これらの結果より、本実施例においては各振動
モードにおいて動揺と呼ばれる固有振動数におけ
る応答を減少させると同時に10Hz近傍の振動も従
来より一段と低下させることができる。したがつ
て、乗心地が著しく改善され、しかも電気系異常
時にも必要な乗心地が確保できる車両を提供する
ことができる。 上記第２の実施例では上下方向にも制御用空気
シリンダ３ａ，３ｂを設けているが、現在一番問
題とされている鉄道車両独得のヨーイング振動を
低減するために水平左右方向には制御用空気シリ
ンダ３ｙを設け、上下方向には在来のダンパを設
けて振動系を構成することも可能である。この場
合は安価で目的のヨーイング振動を低減できると
いう特徴を有している。 前記したように、流体系の減衰係数比ζ′は空気
シリンダ内径に大きく依在し、鉄道車両におい
て、ζ₄′＝0.05〜0.15とするには水平左右方向の空
気シリンダ内径を100〜150mmとするのがよく、上
下方向の空気シリンダ内径は80〜120mmとしてζ′_Z
＝0.05〜0.15を実現するのが空気サーボ弁の安定
性からも適している。 本発明の他の実施例を第１２図によつて説明す
る。図において前記実施例と同一符号は同一部材
を示す。５１は制御回路８に設けられた比較器、
５２は前記比較器５１に接続された異常値設定
器、５３は前記比較器に接続された異常警報器
で、検出器７からの振動検出結果と前記異常値設
定器５２に設定された値とを比較器５１におい
て、異常と判断した際に異常警報器５３を作動さ
せる構成となつている。前記構成のように比較器
５１、異常値設定器５２、異常警報器５３を設け
て電気系の異常処理能力を持たせている。すなわ
ち、振動検出器７の出力が異常値設定器５２の設
定値をこえた場合には比較器５１の補償回路９へ
の出力を停止し、異常警報器５３に信号を出力し
てランプを点灯したり、警報ブザーを鳴らしたり
することができる。したがつて、本構成によれ
ば、単純に電源が開路したような異常時のみでな
く、制御回路等の故障により異常信号を発生して
いる場合においても所定の乗心地を確保できる。 次に本発明のもう一つの他の実施例を第１３図
に示す。本実施例においては、第１２図に示した
構成のものに、さらに空気源１２と空気サーボ弁
１１の間に比例圧力制御弁５４を設け、比較器５
１で異常を検知した場合には補償回路９への出力
を停止すると同時に前記比例圧力制御弁５４へ信
号を与え、空気サーボ弁１１への供給圧力を上昇
させる。これによつて、式(イ)の内部抵抗r_Pを幾分
増加させることができる。したがつて、異常時に
空気系固有の減衰を高めることができ、異常時の
共振点における振動を減少させることができる。
本実施例においては電気系異常時の空気系固有の
減衰を高めるために空気サーボ弁への供給圧力を
上昇させる手段をとつているが、空気サーボ弁１
１と空気シリンダ３との間に絞りを設け、比較器
５１の出力により絞りを大きくすることによつて
も実現できる。 本発明のもう一つの他の実施例を第１４図に示
す。本実施例では、第１３図に示した実施例と比
べて比較器５５をサーボアンプ１０の出力信号に
よつて動作させることが異つている。したがつ
て、異常値設定器５６の設定値も当然前記実施例
とは異なつてくる。本応用例によれば、空気サー
ボ弁１１への出力信号を直接管理できるので、異
常検知能力を増加させることができる。 本発明の他の応用例を第１５図に示す。本実施
例においてＡ／Ｄ変換器、６０はマイクロコンピ
ユータ、６１はＤ／Ａ変換器であり、検出された
振動加速度をＡ／Ｄ変換器５９によりデジタル信
号としてマイクロコンピユータ６０に入力し、内
部で補償、増幅しＤ／Ａ変換器６１を通して空気
サーボ弁１１を駆動させると同時に、マイクロコ
ンピユータ６０内で異常検知も行ない、前記した
比較器の役目をさせることができる。 以上説明したように本発明によれば、幅広い周
波数領域にわたつて、特に動謡と呼ばれる0.8〜
２Hzの振動が十分低下されると同時に、高周波数
においても振動が小さく、したがつて、乗心地を
著しく改善でき、しかも電気系異常時にも必要な
乗心地が確保される秀れた車両の振動制御装置を
提案することができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明の車両の振動制御装置の一実施
例を示すブロツク線図、第２図は第１図における
空気サーボ弁の概要を示す回路図、第３図はリレ
ー増幅器の断面図、第４図は上記実施例における
制御時の車体の応答を示す周波数特性を表わした
グラフ、第５図は電気系の信号が異常となり、流
体系のみになつた場合の応答を示す周波数特性を
表わしたグラフ、第６図は本発明を多自由度系を
構成する車両に適用した実施例を示す正面図、第
７図は第６図の平面図、第８図は第６図の側面
図、第９図〜第１１図はヨーイング、ピツチング
およびローリング加振に対する車体の応答を示す
周波数特性を表わしたグラフ、第１２図、第１３
図、第１４図および第１５図はそれぞれ本発明に
よる車両の振動制御装置の他の実施例を示すブロ
ツク線図である。 １……車体、２……ばね、３……空気シリン
ダ、４……台車、５……振動検出器、８……制御
回路、１１……空気サーボ弁、５０……誤動作検
知回路、５４……比例圧力制御弁。

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １ 車体を支持するばねに流体作動機構を併設
   し、車両の振動を検出する振動検出器および制御
   回路、サーボ弁を有し、上記振動検出器の出力を
   制御回路で補償してサーボ弁を動作させ、上記流
   体作動機構の内圧を制御する車両の振動制御装置
   において、車体支持系に対する流体系固有の減衰
   係数比を0.05〜0.15としたことを特徴とする車両
   の振動制御装置。 ２ 特許請求の範囲第１項において、前記流体作
   動機構を前後台車と車体との間の車体幅方向の２
   点に配置し、車体の前記流体作動機構を取付けた
   位置における上下方向の振動を検出する振動検出
   器を設け、前記制御回路およびサーボ弁をそれぞ
   れ前記流体作動機構に対応させて設け、上下振動
   モードにおける流体系固有の車体支持系に対する
   減衰係数比を0.05〜0.15としたことを特徴とする
   車両の振動制御装置。 ３ 特許請求の範囲第１項または第２項におい
   て、前記流体作動機構を前後の台車と車体との間
   にそれぞれ水平左右方向に配置し、車体の前記流
   体作動機構を取付けた位置における水平左右方向
   の振動を検出する振動検出器を設け、前記制御回
   路およびサーボ弁をそれぞれの流体作動機構に対
   応させて設け、ヨーイングモードにおける流体系
   固有の車体支持系に対する減衰係数比を0.05〜
   0.15としたことを特徴とする車両の振動制御装
   置。 ４ 特許請求の範囲第１項において、制御系の誤
   動作を検知し、前記制御系からの出力をサーボ弁
   に伝えないようにする誤動作防止装置を前記制御
   系に設けたことを特徴とする車両の振動制御装
   置。 ５ 特許請求の範囲第４項において、前記誤動作
   防止装置の作動時に前記した流体系固有の車体支
   持系に対する減衰係数比を大きくさせる手段を設
   けたことを特徴とする車両の振動制御装置。