JPS6233110B2 - - Google Patents
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- JPS6233110B2 JPS6233110B2 JP54091565A JP9156579A JPS6233110B2 JP S6233110 B2 JPS6233110 B2 JP S6233110B2 JP 54091565 A JP54091565 A JP 54091565A JP 9156579 A JP9156579 A JP 9156579A JP S6233110 B2 JPS6233110 B2 JP S6233110B2
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- Japan
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- vibration
- fluid
- vehicle
- gain
- vehicle body
- Prior art date
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Classifications
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B61—RAILWAYS
- B61F—RAIL VEHICLE SUSPENSIONS, e.g. UNDERFRAMES, BOGIES OR ARRANGEMENTS OF WHEEL AXLES; RAIL VEHICLES FOR USE ON TRACKS OF DIFFERENT WIDTH; PREVENTING DERAILING OF RAIL VEHICLES; WHEEL GUARDS, OBSTRUCTION REMOVERS OR THE LIKE FOR RAIL VEHICLES
- B61F5/00—Constructional details of bogies; Connections between bogies and vehicle underframes; Arrangements or devices for adjusting or allowing self-adjustment of wheel axles or bogies when rounding curves
- B61F5/02—Arrangements permitting limited transverse relative movements between vehicle underframe or bolster and bogie; Connections between underframes and bogies
- B61F5/22—Guiding of the vehicle underframes with respect to the bogies
- B61F5/24—Means for damping or minimising the canting, skewing, pitching, or plunging movements of the underframes
-
- B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
- B60—VEHICLES IN GENERAL
- B60G—VEHICLE SUSPENSION ARRANGEMENTS
- B60G17/00—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load
- B60G17/015—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements
- B60G17/018—Resilient suspensions having means for adjusting the spring or vibration-damper characteristics, for regulating the distance between a supporting surface and a sprung part of vehicle or for locking suspension during use to meet varying vehicular or surface conditions, e.g. due to speed or load the regulating means comprising electric or electronic elements characterised by the use of a specific signal treatment or control method
-
- G—PHYSICS
- G05—CONTROLLING; REGULATING
- G05D—SYSTEMS FOR CONTROLLING OR REGULATING NON-ELECTRIC VARIABLES
- G05D19/00—Control of mechanical oscillations, e.g. of amplitude, of frequency, of phase
- G05D19/02—Control of mechanical oscillations, e.g. of amplitude, of frequency, of phase characterised by the use of electric means
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- General Physics & Mathematics (AREA)
- Automation & Control Theory (AREA)
- Vehicle Body Suspensions (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は、車両の振動制御装置に係り、特に乗
心地を良好にするための車両振動制御装置に関す
るものである。
心地を良好にするための車両振動制御装置に関す
るものである。
一般的に、鉄道車両の振動モードは、車体の純
上下振動、ピツチング、ヨーイング、下心ローン
グ（純左右振動とローリングの連成一次振動）、
上心ローリング（純左右振動とローリングの連成
二次振動）が0.8〜2.5Hzの範囲にあるが、今簡単
のために純上下振動のみを取上げて説明すること
にする。上下振動系は振動を制御しない場合1/2
台車当りについて第２６図の如く表わされ、図中
１は車体、２は台車、３は車体１を支持するばね
であり、m2，m1は夫々車体１、台車２の質量、
K1、K2はばね定数、C1、C2は減衰定数である。
軌道から角振動数ωで振幅X0の上下加振をうけ
るとき、台車２の上下変位をX1車体１の上下変
位をX2とするとき、ラプラス変換（ラプラス演
算子をＳとする。Ｓ＝ｊω）後の運動方程式は次
の如くなる。
上下振動、ピツチング、ヨーイング、下心ローン
グ（純左右振動とローリングの連成一次振動）、
上心ローリング（純左右振動とローリングの連成
二次振動）が0.8〜2.5Hzの範囲にあるが、今簡単
のために純上下振動のみを取上げて説明すること
にする。上下振動系は振動を制御しない場合1/2
台車当りについて第２６図の如く表わされ、図中
１は車体、２は台車、３は車体１を支持するばね
であり、m2，m1は夫々車体１、台車２の質量、
K1、K2はばね定数、C1、C2は減衰定数である。
軌道から角振動数ωで振幅X0の上下加振をうけ
るとき、台車２の上下変位をX1車体１の上下変
位をX2とするとき、ラプラス変換（ラプラス演
算子をＳとする。Ｓ＝ｊω）後の運動方程式は次
の如くなる。
車体について、
m2S2X2＋C2S（X2−X1）＋K2（X2−X1）＝０
………(1) 台車と車体について、 m1S2X1＋m2S2X2＋C1SX1＋K1X1 ＝C1・SX0＋K1X0 −(2) ここで、 Ｆ（Ｓ）＝Ｃ１Ｓ＋Ｋ１／ｍ１Ｓ２＋Ｃ１Ｓ＋Ｋ１…
(4) Ｅ（Ｓ）＝ｍ２Ｓ２／ｍ１Ｓ２＋Ｃ１Ｓ＋Ｋ１ …(5) とおくと、 Ｘ２／Ｘ１＝Hb（Ｓ） Ｘ１／Ｘ０＝Ｆ（Ｓ）−Ｅ（Ｓ）Ｘ２／Ｘ０………(6
) となり、これより第２７図のブロツク線図が描け
る。従つて車体振動の周波数伝達関数Gbは、 Gb＝Ｘ２／Ｘ０＝Ｈｂ（Ｓ）・Ｆ（Ｓ）／１＋Ｈｂ（
Ｓ）・Ｅ（Ｓ）β…(7) ここで、１自由度の場合はβ＝０、K1＝１、
m1＝C1＝０である。
………(1) 台車と車体について、 m1S2X1＋m2S2X2＋C1SX1＋K1X1 ＝C1・SX0＋K1X0 −(2) ここで、 Ｆ（Ｓ）＝Ｃ１Ｓ＋Ｋ１／ｍ１Ｓ２＋Ｃ１Ｓ＋Ｋ１…
(4) Ｅ（Ｓ）＝ｍ２Ｓ２／ｍ１Ｓ２＋Ｃ１Ｓ＋Ｋ１ …(5) とおくと、 Ｘ２／Ｘ１＝Hb（Ｓ） Ｘ１／Ｘ０＝Ｆ（Ｓ）−Ｅ（Ｓ）Ｘ２／Ｘ０………(6
) となり、これより第２７図のブロツク線図が描け
る。従つて車体振動の周波数伝達関数Gbは、 Gb＝Ｘ２／Ｘ０＝Ｈｂ（Ｓ）・Ｆ（Ｓ）／１＋Ｈｂ（
Ｓ）・Ｅ（Ｓ）β…(7) ここで、１自由度の場合はβ＝０、K1＝１、
m1＝C1＝０である。
ここで、数値例として、下記を考える。
m2＝4.59Kg・S2／cm、m1＝０、
K2＝268Kg／cm、K1＝１、C1＝０、
C2＝14Kgｆ・Ｓ／cm、β＝０
従つて、車体の固有角振動数ωｎは式(8)におい
て7.6rad／ｓ、その逆数Ｔωｎは式(8)において
0.13sである。
て7.6rad／ｓ、その逆数Ｔωｎは式(8)において
0.13sである。
Ｔωｎ＝１／ωｎ ………………(8)′
車体の振動伝達関数は、１自由度の場合、式(7)
より、式(9)となる。
より、式(9)となる。
Gb＝Ｘ２／Ｘ０＝Hb（Ｓ） ………………(9)
第２８図は、無制御の場合の軌道不整の加速度
Ｘ¨０に対する車体振動加速度Ｘ¨２、すなわち車体
振動伝達関数のゲインGbと位相（Gbの）を示
す。ω＝ωｎ≒8rad／ｓにゲインGbがピークを
示しその大きさは8dBである。位相（Gbの）は
ω＝ωｎ≒8rad／ｓで０゜から−130゜に急変
し、ω＝∞では−90゜に漸近している。ω≒
8rad／ｓで位相が急変するために、ゲインはその
角振動数でピークを有する。
Ｘ¨０に対する車体振動加速度Ｘ¨２、すなわち車体
振動伝達関数のゲインGbと位相（Gbの）を示
す。ω＝ωｎ≒8rad／ｓにゲインGbがピークを
示しその大きさは8dBである。位相（Gbの）は
ω＝ωｎ≒8rad／ｓで０゜から−130゜に急変
し、ω＝∞では−90゜に漸近している。ω≒
8rad／ｓで位相が急変するために、ゲインはその
角振動数でピークを有する。
一方、従来の振動制御方式としては、ばね系に
制御用の空気ばねを併設し、車体の振動加速度を
制御入力として、制御用の空気ばねの内圧を制御
する方式が開発されつつある。この方式は併設し
た空気ばね以外の車体支持ばねが懸架装置の基準
位置を保持するという特徴を有するが、制御入力
が車体の振動加速度だけなので、それを補償して
アンプ、サーボ弁等で構成される制御機器に伝達
される補償回路をいかに決定するかが重要な問題
となる。第３０図は従来の振動制御車両モデルを
示し、図中４は車体１の振動を制御するための流
体作動機構である空気ばねないしはシリンダ、５
は振動加速度検出器、６は前記振動加速度検出器
５の検出信号の補償回路で、補償された制御信号
はアンプ７で増巾された後、シリンダ４の内圧を
制御する流体制御器のノズルフラツパ弁、スプー
ル弁などからなるサーボ弁８を通じてシリンダ４
の内圧を制御する。Ｐは流体作動機構４の作動圧
Ａは流体作動機構４の有効作動面積である。従来
の振動制御における補償回路６は一次進み要素お
よび一次遅れ要素で、 Kb0＝Ｋ（１＋Ｔ１Ｓ）／（１＋Ｔ２Ｓ）…………(
10) あるいは、二次遅れ要素も含めた、 にて構成されている。ここに一次進みの時定数
T1＝0.13s、一次遅れの時定数T2＝0.41sである。
このときラプラス変換後の運動方程式は次の如く
なる。
制御用の空気ばねを併設し、車体の振動加速度を
制御入力として、制御用の空気ばねの内圧を制御
する方式が開発されつつある。この方式は併設し
た空気ばね以外の車体支持ばねが懸架装置の基準
位置を保持するという特徴を有するが、制御入力
が車体の振動加速度だけなので、それを補償して
アンプ、サーボ弁等で構成される制御機器に伝達
される補償回路をいかに決定するかが重要な問題
となる。第３０図は従来の振動制御車両モデルを
示し、図中４は車体１の振動を制御するための流
体作動機構である空気ばねないしはシリンダ、５
は振動加速度検出器、６は前記振動加速度検出器
５の検出信号の補償回路で、補償された制御信号
はアンプ７で増巾された後、シリンダ４の内圧を
制御する流体制御器のノズルフラツパ弁、スプー
ル弁などからなるサーボ弁８を通じてシリンダ４
の内圧を制御する。Ｐは流体作動機構４の作動圧
Ａは流体作動機構４の有効作動面積である。従来
の振動制御における補償回路６は一次進み要素お
よび一次遅れ要素で、 Kb0＝Ｋ（１＋Ｔ１Ｓ）／（１＋Ｔ２Ｓ）…………(
10) あるいは、二次遅れ要素も含めた、 にて構成されている。ここに一次進みの時定数
T1＝0.13s、一次遅れの時定数T2＝0.41sである。
このときラプラス変換後の運動方程式は次の如く
なる。
車体について、
m2S2X2＋C2S（X2−X1）
＋K2（X2−X1）−Ｐ・Ａ＝０ …(11)
台車と車体について、
式(2)が成立
サーボ弁において給入側の弁を考えるとき、給
入流量q1が給入弁変位ｘと給入弁背圧（給入側シ
リンダ内圧）p1の関数とすると、次式が成立す
る。
入流量q1が給入弁変位ｘと給入弁背圧（給入側シ
リンダ内圧）p1の関数とすると、次式が成立す
る。
q1＝ｆ（ｘ、p1）
微小変化を考え、これを微分すると
dq1＝（∂ｑ１／∂Ｘ）p1・dx＋（∂ｑ１／∂ｐ１）
ｘ・dp1 今、給入弁の抵抗をｒとするとき上式は次のよ
うになる。
ｘ・dp1 今、給入弁の抵抗をｒとするとき上式は次のよ
うになる。
dq1＝ｋ／ｒdx−１／ｒ・dp1＝１／ｒ（ｋ・dx−dp1
） ここに、ｋ：比例定数 これをラプラス変換して次のように表わす。
） ここに、ｋ：比例定数 これをラプラス変換して次のように表わす。
Q1＝１／ｒ（ｋ・Ｘ−P1）
給入弁変位ｘは駆動のためのコイル電流ｉに比
例し、かつ、時定数T7、T8の遅れを有するとす
ると、ラプラス変換後は次式で表わせる。
例し、かつ、時定数T7、T8の遅れを有するとす
ると、ラプラス変換後は次式で表わせる。
Ｘ＝k′Ｉ／（１＋Ｔ７Ｓ）（１＋Ｔ８Ｓ）
上の二式より
Q1＝１／ｒ｛α０／（１＋Ｔ７Ｓ）（１＋Ｔ８Ｓ）Ｉ
−P1｝…(12)′ ここに、α０＝kk′ 一方、シリンダに必要な流量は、等圧変化分
Ａ・Ｓ（X2−X1）と断熱圧縮分Ｖ／ｎｐ０・SP1＝Cs・ Sp1とであるから、 Q1＝Ａ・Ｓ（X2−X1）＋Cs・SP1 …(12)″ 式(12)′と式(12)″から、給入弁について次式が成立
する。
−P1｝…(12)′ ここに、α０＝kk′ 一方、シリンダに必要な流量は、等圧変化分
Ａ・Ｓ（X2−X1）と断熱圧縮分Ｖ／ｎｐ０・SP1＝Cs・ Sp1とであるから、 Q1＝Ａ・Ｓ（X2−X1）＋Cs・SP1 …(12)″ 式(12)′と式(12)″から、給入弁について次式が成立
する。
１／ｒ｛α０／（１＋Ｔ７Ｓ）（１＋Ｔ８Ｓ）Ｉ−P1
｝ ＝Ａ・Ｓ（X2−X1）＋Cs・SP1 吐出弁の流量についても同様の式が成立するの
で、サーボ弁（給入弁、吐出弁）の全流量は α＝２α０、Ｐ＝2P1とすると、 流体流量について、 １／ｒ｛α／（１＋Ｔ７Ｓ）（１＋Ｔ８Ｓ）Ｉ−Ｐ｝ ＝CsSP＋2AS（X2−X1） …(12) ここに、α：圧力変換係数 ｒ：弁抵抗 Ｉ：制御電流 Ｐ：シリンダ差圧 ＣS＝Ｖ／ｎＰ０（気体）、Ｖ／Ｎ（流体） Ｖ：流体作動機構の片室容積 ｎ：ポリトロープ指数 P0：初期バランス絶対圧 Ｎ：体積弾性係数 T7、T8：サーボ弁の一次遅れの時定数 フイードバツク補償に関して、 Ｉ＝−Kb0（Ｓ）・S2X2 ………（13） ここで、 Ｆ（Ｓ）式＝式(4)、Ｅ（Ｓ）＝式(5) Kb0（Ｓ）＝式(10) とおくと、 Ｘ２／Ｘ１＝Ｈ（Ｓ）／１＋Ｂ０（Ｓ）・Ｋｂ０（
Ｓ） Ｘ１／Ｘ０＝Ｆ（Ｓ）−Ｅ（Ｓ）Ｘ２／Ｘ０…（16
） となり、これより第３１図のブロツク線図が描け
る。従つて車体の振動伝達関数G0は、 G0＝Ｘ２／Ｘ０＝Ｈ（Ｓ）・Ｆ（Ｓ）／１＋Ｂ０（
Ｓ）・Ｋｂ０（Ｓ） ＋（）（）・ …（17） ここで、１自由度の場合はβ＝０、K1＝１、
m1＝C1＝０である。
｝ ＝Ａ・Ｓ（X2−X1）＋Cs・SP1 吐出弁の流量についても同様の式が成立するの
で、サーボ弁（給入弁、吐出弁）の全流量は α＝２α０、Ｐ＝2P1とすると、 流体流量について、 １／ｒ｛α／（１＋Ｔ７Ｓ）（１＋Ｔ８Ｓ）Ｉ−Ｐ｝ ＝CsSP＋2AS（X2−X1） …(12) ここに、α：圧力変換係数 ｒ：弁抵抗 Ｉ：制御電流 Ｐ：シリンダ差圧 ＣS＝Ｖ／ｎＰ０（気体）、Ｖ／Ｎ（流体） Ｖ：流体作動機構の片室容積 ｎ：ポリトロープ指数 P0：初期バランス絶対圧 Ｎ：体積弾性係数 T7、T8：サーボ弁の一次遅れの時定数 フイードバツク補償に関して、 Ｉ＝−Kb0（Ｓ）・S2X2 ………（13） ここで、 Ｆ（Ｓ）式＝式(4)、Ｅ（Ｓ）＝式(5) Kb0（Ｓ）＝式(10) とおくと、 Ｘ２／Ｘ１＝Ｈ（Ｓ）／１＋Ｂ０（Ｓ）・Ｋｂ０（
Ｓ） Ｘ１／Ｘ０＝Ｆ（Ｓ）−Ｅ（Ｓ）Ｘ２／Ｘ０…（16
） となり、これより第３１図のブロツク線図が描け
る。従つて車体の振動伝達関数G0は、 G0＝Ｘ２／Ｘ０＝Ｈ（Ｓ）・Ｆ（Ｓ）／１＋Ｂ０（
Ｓ）・Ｋｂ０（Ｓ） ＋（）（）・ …（17） ここで、１自由度の場合はβ＝０、K1＝１、
m1＝C1＝０である。
式（17）において、B0（Ｓ）・Kb0（Ｓ）＋Ｈ
（Ｓ）・Ｅ（Ｓ）・βが一巡伝達関数であり、１自
由度の場合を考えると、B0（Ｓ）・Kb0（Ｓ）と
なりB0Kb0と略称することにする。
（Ｓ）・Ｅ（Ｓ）・βが一巡伝達関数であり、１自
由度の場合を考えると、B0（Ｓ）・Kb0（Ｓ）と
なりB0Kb0と略称することにする。
一方、車体振動加速度Ｘ¨２に対する作動圧Ｐの
伝達関数は、 となるから、Ｘ¨２に対する作動圧の伝達関数はフ
イードバツク補償伝達関数Kb0（Ｓ）、圧力変換
係数α、流体作動機構の時定数rCsによる遅れに
よつて決まることが分かる。
伝達関数は、 となるから、Ｘ¨２に対する作動圧の伝達関数はフ
イードバツク補償伝達関数Kb0（Ｓ）、圧力変換
係数α、流体作動機構の時定数rCsによる遅れに
よつて決まることが分かる。
ここで、数値例として、下記を考える。
m2、m1、K2、K1、C1、βは無制御時と同じ値
とする。
とする。
ｎ＝1.4、P0＝7.7Kg／cm2，
C2＝０、ｒ＝3.7×10-3Kgｆ・Ｓ／cm５
Ａ＝78.5cm2、Ｖ＝331cm3、
α＝0.506Kg／cm2／mA、
Ｋ＝2.7mA／cm／s2、T7＝0.032s、
T8＝0.008s
車体の振動伝達関数は１自由度の場合式（17）
より式（17′）となる。
より式（17′）となる。
G0＝Ｘ２／Ｘ０＝Ｈ（Ｓ）／１＋Ｂ０（Ｓ）ｋｂ０
（Ｓ）…（17）′ このとき、G0に関する特性を第３２図〜第４
３図に示す。第３２図、第３３図は軌道不整の加
速度Ｘ¨０に対する車体振動加速度応答Ｘ¨２、すな
わち車体振動伝達関数のゲインG0と位相（G0の
）を示す。第３４図、第３５図は、その時の式
（17）′の分子のゲインＨと位相（Ｈの）を示
し、第３６図、第３７図は弁の伝達関数のゲイン
B0と位相（B0の）を、第３８図、第３９図は
一巡伝達関数のゲインB0Kb0と位相（B0・KB0の
）を、第４０図、第４１図は式（17）′の分母
のゲイン（１＋B0Kb0）と位相（１＋B0Kb0）の
）を示す。また、第４２図、第４３図は補償回
路伝達関数のゲインKb0と位相（Kb0の）およ
び作動圧伝達関数のゲインＰ／Ｘ２｜と位相（Ｐ／Ｘ２
｜０ の）を示す。
（Ｓ）…（17）′ このとき、G0に関する特性を第３２図〜第４
３図に示す。第３２図、第３３図は軌道不整の加
速度Ｘ¨０に対する車体振動加速度応答Ｘ¨２、すな
わち車体振動伝達関数のゲインG0と位相（G0の
）を示す。第３４図、第３５図は、その時の式
（17）′の分子のゲインＨと位相（Ｈの）を示
し、第３６図、第３７図は弁の伝達関数のゲイン
B0と位相（B0の）を、第３８図、第３９図は
一巡伝達関数のゲインB0Kb0と位相（B0・KB0の
）を、第４０図、第４１図は式（17）′の分母
のゲイン（１＋B0Kb0）と位相（１＋B0Kb0）の
）を示す。また、第４２図、第４３図は補償回
路伝達関数のゲインKb0と位相（Kb0の）およ
び作動圧伝達関数のゲインＰ／Ｘ２｜と位相（Ｐ／Ｘ２
｜０ の）を示す。
第３１図で車体振動伝達関数のゲインG0は無
制御の車両のばね・ダンパ系のみによる第２８図
の車体振動伝達関数のゲインGbと比較して、角
振動数ωの高い領域において値が小さくなつてお
り、かつ、ばねのばね定数K2と車体１の質量m2
によつて決まる車体の固有角振動数ωｎ≒8rad／
ｓとなる角振動数において無制御時の8dB程度の
ピーク値がG0において大幅に低減されている。
しかし、極低周波数ω＝1.3rad／ｓ付近において
は無制御時のゲインGbが0dBなのに対して従来制
御のゲインG0は２〜3dBのピークを有し、かつω
＝45rad／ｓ附近にも鋭いピークを有するという
問題点がある。これは（位相G0の）が、ω＝
1.3rad／ｓとω＝45rad／ｓ附近において急変す
るためである。この原因を第３４図、第３５図の
分子Ｈの特性と第４０図、第４１図の分母（１＋
B0Kb0）の特性から説明する。第３４図において
ゲインＨは無制御のHb（第２８図）のゲインGb
よりもピークが少し右よりのω＝11rad／ｓに移
り、かつ大きさがやや小さくなつている。これは
３５図の位相（Ｈの）がω＝11rad／ｓにおい
て、０゜から−90゜、−180゜へと急変するためで
ある。一方、第４０図、第４１図の（１＋
B0Kb0）の特性を説明する前に、先ず第３６図、
第３７図で弁の特性を説明する。第３６図のゲイ
ンB0は極低周波数と高周波数で負の大きな値と
なり、ω＝11rad／ｓで22dBの大きさのピークを
有する。これは第３７図で位相が極低周波数で＋
180゜、ω＝11rad／ｓにおいて＋180゜から−270
゜に向けて急変するためである。この弁のB0に
補償回路のKb0を加えたものが一巡伝達関数
B0Kb0であり、第３８図、第３９図においてその
ゲイン余裕は8dB、位相余裕は23゜あり系が安定
なことがわかるが、極低周波数ω＝1.3rad／ｓ附
近において第３９図の如く位相進みが大きい。分
母のゲイン（１＋B0Kb0）はゲインB0Kb0に１を加
算したために第４０図において極低周波数域及び
高周波数域で0dBとなり、位相は第４１図におい
てω＝11rad／ｓ以下で正の山形、それ以上で負
の山形となる。このとき極低周波数でB0Kb0の位
相進みが大きいため、１＋B0Kb0において正の山
形の大きさが大きいのが問題である。更に、これ
は第４３図において、補償回路の位相（Kb0の
）がω＝1.3rad／ｓ附近において遅れが小さい
ことによる。すなわち、従来制御の補償回路では
時定数T1の一次進み要素と時定数T2の一次遅れ
要素で構成され、かつ １／Ｔ１≒ωｎ、１／Ｔ２≒0.3ωｎとしているため、 極低周波数ω＝1.3rad／ｓ附近で遅れが小さ
く、その結果車体の振動伝達関数の位相が
1.3rad／ｓにおいて急変し、ゲインが２〜3dBの
大きさのピークを有するという問題がある。これ
を流体作動圧の面から見てみると、作動圧は検出
した車体振動加速度Ｘ¨２に対して第４２図、第４
３図のようなゲイン、位相であり、極低周波数に
おいて前述の如くKb0の遅れが小さいために（Ｐ／Ｘ２ ｜の０）の遅れも小さく、従つて負の符号をも
つ実際の作動圧はＸ¨２に対して進みが大き過ぎる
ことを示している。Ｘ¨２に対して必要以上に進み
すぎることは良くないことが分かる。
制御の車両のばね・ダンパ系のみによる第２８図
の車体振動伝達関数のゲインGbと比較して、角
振動数ωの高い領域において値が小さくなつてお
り、かつ、ばねのばね定数K2と車体１の質量m2
によつて決まる車体の固有角振動数ωｎ≒8rad／
ｓとなる角振動数において無制御時の8dB程度の
ピーク値がG0において大幅に低減されている。
しかし、極低周波数ω＝1.3rad／ｓ付近において
は無制御時のゲインGbが0dBなのに対して従来制
御のゲインG0は２〜3dBのピークを有し、かつω
＝45rad／ｓ附近にも鋭いピークを有するという
問題点がある。これは（位相G0の）が、ω＝
1.3rad／ｓとω＝45rad／ｓ附近において急変す
るためである。この原因を第３４図、第３５図の
分子Ｈの特性と第４０図、第４１図の分母（１＋
B0Kb0）の特性から説明する。第３４図において
ゲインＨは無制御のHb（第２８図）のゲインGb
よりもピークが少し右よりのω＝11rad／ｓに移
り、かつ大きさがやや小さくなつている。これは
３５図の位相（Ｈの）がω＝11rad／ｓにおい
て、０゜から−90゜、−180゜へと急変するためで
ある。一方、第４０図、第４１図の（１＋
B0Kb0）の特性を説明する前に、先ず第３６図、
第３７図で弁の特性を説明する。第３６図のゲイ
ンB0は極低周波数と高周波数で負の大きな値と
なり、ω＝11rad／ｓで22dBの大きさのピークを
有する。これは第３７図で位相が極低周波数で＋
180゜、ω＝11rad／ｓにおいて＋180゜から−270
゜に向けて急変するためである。この弁のB0に
補償回路のKb0を加えたものが一巡伝達関数
B0Kb0であり、第３８図、第３９図においてその
ゲイン余裕は8dB、位相余裕は23゜あり系が安定
なことがわかるが、極低周波数ω＝1.3rad／ｓ附
近において第３９図の如く位相進みが大きい。分
母のゲイン（１＋B0Kb0）はゲインB0Kb0に１を加
算したために第４０図において極低周波数域及び
高周波数域で0dBとなり、位相は第４１図におい
てω＝11rad／ｓ以下で正の山形、それ以上で負
の山形となる。このとき極低周波数でB0Kb0の位
相進みが大きいため、１＋B0Kb0において正の山
形の大きさが大きいのが問題である。更に、これ
は第４３図において、補償回路の位相（Kb0の
）がω＝1.3rad／ｓ附近において遅れが小さい
ことによる。すなわち、従来制御の補償回路では
時定数T1の一次進み要素と時定数T2の一次遅れ
要素で構成され、かつ １／Ｔ１≒ωｎ、１／Ｔ２≒0.3ωｎとしているため、 極低周波数ω＝1.3rad／ｓ附近で遅れが小さ
く、その結果車体の振動伝達関数の位相が
1.3rad／ｓにおいて急変し、ゲインが２〜3dBの
大きさのピークを有するという問題がある。これ
を流体作動圧の面から見てみると、作動圧は検出
した車体振動加速度Ｘ¨２に対して第４２図、第４
３図のようなゲイン、位相であり、極低周波数に
おいて前述の如くKb0の遅れが小さいために（Ｐ／Ｘ２ ｜の０）の遅れも小さく、従つて負の符号をも
つ実際の作動圧はＸ¨２に対して進みが大き過ぎる
ことを示している。Ｘ¨２に対して必要以上に進み
すぎることは良くないことが分かる。
上記の点に鑑み本発明は広い周波数領域にわた
つて、特に極低周波数領域を含めて低周波数領域
での車体の振動加速度の応答性においてピークを
有さず、乗心地を著しく改善することのできる車
両の振動制御装置を得ることを目的としたもので
ある。
つて、特に極低周波数領域を含めて低周波数領域
での車体の振動加速度の応答性においてピークを
有さず、乗心地を著しく改善することのできる車
両の振動制御装置を得ることを目的としたもので
ある。
本発明は、車体を支持するばねに該車体の振動
を抑制する流体作動機構を併設し、該流体作動機
構へ供給される流体を制御する流体制御器を設
け、車体に振動加速度検出器を設けるとともに該
振動加速度検出器の検出結果によつて前記流体制
御器を制御する車両の振動制御装置において、比
例要素、極低周波数以上で積分を行なう積分要
素、一次進み要素および一次遅れ要素より構成さ
れ、前記振動加速度検出器の検出結果を補償し前
記流体制御器へ出力する補償回路を設け、かつ、
該補償回路の一次進み要素の時定数を一次遅れ要
素の時定数より大きくするとともに該一次進み要
素の時定数を車体支持ばねと車体質量により決ま
る固有角振動数の逆数の0.75〜1.25倍の値とした
ことを特徴とするものである。
を抑制する流体作動機構を併設し、該流体作動機
構へ供給される流体を制御する流体制御器を設
け、車体に振動加速度検出器を設けるとともに該
振動加速度検出器の検出結果によつて前記流体制
御器を制御する車両の振動制御装置において、比
例要素、極低周波数以上で積分を行なう積分要
素、一次進み要素および一次遅れ要素より構成さ
れ、前記振動加速度検出器の検出結果を補償し前
記流体制御器へ出力する補償回路を設け、かつ、
該補償回路の一次進み要素の時定数を一次遅れ要
素の時定数より大きくするとともに該一次進み要
素の時定数を車体支持ばねと車体質量により決ま
る固有角振動数の逆数の0.75〜1.25倍の値とした
ことを特徴とするものである。
以下本発明をいくつかの実施例により詳細に説
明する。第１図は本発明による車両の振動制御装
置の一実施例を示す回路図、第２図は第１図にお
ける車両の上下振動を取り上げた振動モデルを示
し、第３図は第２図における系のブロツク図、第
４図は第２図における系の補償回路の一例を示す
回路図である。第１図において各符号のＡおよび
Ｂは車体左右の上下方向、Ｃは水平方向について
の制御回路であることを意味している。第２図、
第３図において第３０図、第３１図と同一部分は
同一記号で示す。補償回路６の振動伝達関数は
Kbaであり、運動方程式において 制御における
式（11）、式(2)、式（12）はそのまま成立し、フ
イードバツク補償に関して、新しく Ｉ＝−Kba（Ｓ）・S2X2 …………（19） が成立する。従つて、Ｈ（Ｓ）、Ba（Ｓ）＝B0
（Ｓ）、Ｆ（Ｓ）、Ｅ（Ｓ）はそのまま式（14）、
（15）、（14）、(5)が成立するが、補償回路の伝達関
数Kbaは、 Kba＝Ｋ（１＋Ｔ３Ｓ）／（１＋Ｔ０Ｓ）（１＋Ｔ４
Ｓ）……（20） とする。以上から第３図のブロツク線図が描け
る。従つて、車体振動の周波数伝達関数Gaは、 Ga＝Ｘ２／Ｘ０＝Ｈ（Ｓ）／１＋Ｂａ（Ｓ）・Ｋｂａ
（Ｓ）……（21） となる。ここに、１自由度としてβ＝０、K1＝
１、m1＝C1＝０とし、かつ、Ba（Ｓ）＝B0（Ｓ）
である。
明する。第１図は本発明による車両の振動制御装
置の一実施例を示す回路図、第２図は第１図にお
ける車両の上下振動を取り上げた振動モデルを示
し、第３図は第２図における系のブロツク図、第
４図は第２図における系の補償回路の一例を示す
回路図である。第１図において各符号のＡおよび
Ｂは車体左右の上下方向、Ｃは水平方向について
の制御回路であることを意味している。第２図、
第３図において第３０図、第３１図と同一部分は
同一記号で示す。補償回路６の振動伝達関数は
Kbaであり、運動方程式において 制御における
式（11）、式(2)、式（12）はそのまま成立し、フ
イードバツク補償に関して、新しく Ｉ＝−Kba（Ｓ）・S2X2 …………（19） が成立する。従つて、Ｈ（Ｓ）、Ba（Ｓ）＝B0
（Ｓ）、Ｆ（Ｓ）、Ｅ（Ｓ）はそのまま式（14）、
（15）、（14）、(5)が成立するが、補償回路の伝達関
数Kbaは、 Kba＝Ｋ（１＋Ｔ３Ｓ）／（１＋Ｔ０Ｓ）（１＋Ｔ４
Ｓ）……（20） とする。以上から第３図のブロツク線図が描け
る。従つて、車体振動の周波数伝達関数Gaは、 Ga＝Ｘ２／Ｘ０＝Ｈ（Ｓ）／１＋Ｂａ（Ｓ）・Ｋｂａ
（Ｓ）……（21） となる。ここに、１自由度としてβ＝０、K1＝
１、m1＝C1＝０とし、かつ、Ba（Ｓ）＝B0（Ｓ）
である。
一方、車体振動加速度Ｘ¨２に対する作動圧Ｐの
伝達関数は式（18）においてKb0をKbaに置換え
たもので表わせる。また、数値は従来制御と補償
回路以外のものは同じ値である。
伝達関数は式（18）においてKb0をKbaに置換え
たもので表わせる。また、数値は従来制御と補償
回路以外のものは同じ値である。
第４図は第１図におけるフイードバツク補償回
路６の一例を示すもので、この実施例では ω＝１／Ｔ０以上で積分を行なう積分回路９３、一 次進み・一次遅れ回路９２および比例回路９１で
構成され、その伝達関数は前述の（420）で表わ
される。積分回路の時定数T0、一次進み・一次
遅れ回路の時定数T3、T4はそれぞれ抵抗R1，
R2，R3，R4，コンデンサC1，C2等によつて決ま
る。
路６の一例を示すもので、この実施例では ω＝１／Ｔ０以上で積分を行なう積分回路９３、一 次進み・一次遅れ回路９２および比例回路９１で
構成され、その伝達関数は前述の（420）で表わ
される。積分回路の時定数T0、一次進み・一次
遅れ回路の時定数T3、T4はそれぞれ抵抗R1，
R2，R3，R4，コンデンサC1，C2等によつて決ま
る。
第５図〜第１２図はこのように構成されたT0
＝1.6S、T3＝0.083S、T4＝0.016S、Ｋ＝2.7の振
動制御装置の周波数特性を示したもので、第５
図、第６図は軌道不整の加速度Ｘ¨０に対する車体
振動加速度応答Ｘ¨２、すなわち、車体振動伝達関
数のゲインGaと位相（Gaの）を示し、第７
図、第８図はその時の一巡伝達関数のゲインBa
Kbaと位相（BaKbaの）を示す。第９図、第１
０図は式（21）の分母のゲイン（１＋Ba Kba）
と位相｛（１＋Ba Kba）の｝を示す。また、第
１１図、第１２図はフイードバツク補償回路伝達
関数のゲインKbaと位相（Kbaの）および作動
圧伝達関数のゲインＰ／Ｘ２｜ａと位相（Ｐ／Ｘ２｜ａ
の Ｘを示す。第５図で式（21）の車体振動伝達関数
のゲインGaは、能動的に制御しない在来無制御
車両のばね・ダンパ系のみによる車体振動伝達関
数のゲインGbと比較して、角振動数ωの高い領
域において値が小さくなつており、かつ、ばね３
のばね定数K2と車体１の質量によつて決まる固
有角振動数ωｎ≒8rad／ｓにおける無制御時の
8dB程度のピーク値が大幅に低減されている。ま
た、従来制御のKb0＝Ｋ（１＋Ｔ１Ｓ）／（１＋Ｔ２Ｓ
）（T1＝0.13S、 T2＝0.41S、Ｋ＝2.7）のような積分要素を含まな
い能動的制御装置の車体振動伝達関数のゲイン
G0と比較しても極低周波のω＝１／Ｔ０以上で積分と なる積分要素により極低周波における２〜3dBの
ピークがなくなるという優れた特性を有する。こ
れは第６図において位相の急変する部分が（G0
の）ではω＝45rad／ｓの他にω＝1.3rad／ｓ
と２つあるのに対して（Gaの）ではω＝
15rad／ｓにしかなく、ω＝1.3rad／ｓの附近の
位相の急変がないためである。さらに、第７図、
第８図の一巡伝達関数のゲインBaKba、位相
（BaKbaの）から、位相余裕45゜、ゲイン余裕
11dBを有し制御系が安定であり、かつ、従来制
御車両の一巡伝達関数のゲインB0Kb0、位相
（B0Kb0の）から得られる位相余裕、ゲイン余
裕よりも大きい。極低周波（1.3rad／ｓ附近）で
（G0の）が急変しないのはこの（BaKaの）
が極低周波数で（B0Kb0の）よりも進みが小さ
いことによる。式（21）のGa＝Ｘ２／Ｘ０＝Ｈ／１＋Ｂ
ａ・Ｋｂａ において、分子はＨ、分母は一巡伝達関数Ba・
Kbaに１を加えたものである。従つて、ボード線
図上では、ゲイン・位相ともＨと１／１＋Ｂａ・Ｋｂａ
を加 えればGaが得られる。Ｈは第３４図、第３５図
に示すようにゲイン、位相とも式（14）の如く２
次振動に近い形であり、位相は前述の如く
11rad／ｓ附近で０から180゜遅れに急変する形で
ある。
＝1.6S、T3＝0.083S、T4＝0.016S、Ｋ＝2.7の振
動制御装置の周波数特性を示したもので、第５
図、第６図は軌道不整の加速度Ｘ¨０に対する車体
振動加速度応答Ｘ¨２、すなわち、車体振動伝達関
数のゲインGaと位相（Gaの）を示し、第７
図、第８図はその時の一巡伝達関数のゲインBa
Kbaと位相（BaKbaの）を示す。第９図、第１
０図は式（21）の分母のゲイン（１＋Ba Kba）
と位相｛（１＋Ba Kba）の｝を示す。また、第
１１図、第１２図はフイードバツク補償回路伝達
関数のゲインKbaと位相（Kbaの）および作動
圧伝達関数のゲインＰ／Ｘ２｜ａと位相（Ｐ／Ｘ２｜ａ
の Ｘを示す。第５図で式（21）の車体振動伝達関数
のゲインGaは、能動的に制御しない在来無制御
車両のばね・ダンパ系のみによる車体振動伝達関
数のゲインGbと比較して、角振動数ωの高い領
域において値が小さくなつており、かつ、ばね３
のばね定数K2と車体１の質量によつて決まる固
有角振動数ωｎ≒8rad／ｓにおける無制御時の
8dB程度のピーク値が大幅に低減されている。ま
た、従来制御のKb0＝Ｋ（１＋Ｔ１Ｓ）／（１＋Ｔ２Ｓ
）（T1＝0.13S、 T2＝0.41S、Ｋ＝2.7）のような積分要素を含まな
い能動的制御装置の車体振動伝達関数のゲイン
G0と比較しても極低周波のω＝１／Ｔ０以上で積分と なる積分要素により極低周波における２〜3dBの
ピークがなくなるという優れた特性を有する。こ
れは第６図において位相の急変する部分が（G0
の）ではω＝45rad／ｓの他にω＝1.3rad／ｓ
と２つあるのに対して（Gaの）ではω＝
15rad／ｓにしかなく、ω＝1.3rad／ｓの附近の
位相の急変がないためである。さらに、第７図、
第８図の一巡伝達関数のゲインBaKba、位相
（BaKbaの）から、位相余裕45゜、ゲイン余裕
11dBを有し制御系が安定であり、かつ、従来制
御車両の一巡伝達関数のゲインB0Kb0、位相
（B0Kb0の）から得られる位相余裕、ゲイン余
裕よりも大きい。極低周波（1.3rad／ｓ附近）で
（G0の）が急変しないのはこの（BaKaの）
が極低周波数で（B0Kb0の）よりも進みが小さ
いことによる。式（21）のGa＝Ｘ２／Ｘ０＝Ｈ／１＋Ｂ
ａ・Ｋｂａ において、分子はＨ、分母は一巡伝達関数Ba・
Kbaに１を加えたものである。従つて、ボード線
図上では、ゲイン・位相ともＨと１／１＋Ｂａ・Ｋｂａ
を加 えればGaが得られる。Ｈは第３４図、第３５図
に示すようにゲイン、位相とも式（14）の如く２
次振動に近い形であり、位相は前述の如く
11rad／ｓ附近で０から180゜遅れに急変する形で
ある。
一方、１＋BaKbaは、第９図、第１０図の如く
BaKbaにおいて極低周波数および高周波でゲイン
が１すなわち0dB、位相も０゜になつた形であ
り、従つて位相はω＝11rad／ｓ以下で正の山
形、それ以上で負の山形となる。これより、
１／１＋Ｂａ Ｋｂａの位相はω＝11rad／ｓ以下で負
の山 形、それ以上で正の山形となる。前述の如く
（BaKbaの）が極低周波数が進みが小さいた
め、前記負の山形の大きさが小さいことになる。
前述の如くこれの逆数をＨに加えGaが得られる
ので、Gaの位相に関して極低周波で負の値のた
るみが大きくならず、位相の急変が生じない。そ
して、これは第１１図、第１２図の補償回路伝達
関数のゲインKba、位相（Kbaの）において極
低周波領域に設けた積分要素１／１＋Ｔ０Ｓによつて遅 れを従来制御の位相（Kb0の）よりも大きくし
ているためである。さらに、固有角振動数附近で
は極低周波域よりも遅れを小さくするために、時
定数T3をばね定数K2と車体質量m2によつて決ま
る固有角振動数の近傍の値とした一次進み要素を
設け、高周波域（100rad／ｓ附近以上）では耐ノ
イズ性の面からも遅れを大きくするために、一次
進み要素の時定数T3よりも小さい時定数T4を有
する一次遅れ要素を設けている。
BaKbaにおいて極低周波数および高周波でゲイン
が１すなわち0dB、位相も０゜になつた形であ
り、従つて位相はω＝11rad／ｓ以下で正の山
形、それ以上で負の山形となる。これより、
１／１＋Ｂａ Ｋｂａの位相はω＝11rad／ｓ以下で負
の山 形、それ以上で正の山形となる。前述の如く
（BaKbaの）が極低周波数が進みが小さいた
め、前記負の山形の大きさが小さいことになる。
前述の如くこれの逆数をＨに加えGaが得られる
ので、Gaの位相に関して極低周波で負の値のた
るみが大きくならず、位相の急変が生じない。そ
して、これは第１１図、第１２図の補償回路伝達
関数のゲインKba、位相（Kbaの）において極
低周波領域に設けた積分要素１／１＋Ｔ０Ｓによつて遅 れを従来制御の位相（Kb0の）よりも大きくし
ているためである。さらに、固有角振動数附近で
は極低周波域よりも遅れを小さくするために、時
定数T3をばね定数K2と車体質量m2によつて決ま
る固有角振動数の近傍の値とした一次進み要素を
設け、高周波域（100rad／ｓ附近以上）では耐ノ
イズ性の面からも遅れを大きくするために、一次
進み要素の時定数T3よりも小さい時定数T4を有
する一次遅れ要素を設けている。
一方、流体作動機構の作動圧の面から見てみる
と、作動圧Ｐは検出した車体振動加速度Ｘ¨２に対
して第１１図、第１２図の如きゲインＰ／Ｘ２｜ａ、 位相（Ｐ／Ｘ２｜ａの）である。これは補償回路の 伝達関数のゲインKba、位相（Kbaの）に式
（18）の如く弁およびシリンダの遅れが加わつた
ものである。第１２図の極低周波において（Ｐ／Ｘ２ ｜ａの）の遅れは従来制御の（Ｐ／Ｘ２｜０の） の遅れより大きくかつ70゜〜80゜遅れ程度であ
る。式（18）において、（−）の符号を有するの
でこれは実際には100゜〜110゜の進みに相当し、
極低周波において作動圧Ｐの車体振動加速度Ｘ¨２
に対する進みはこの程度が車体の振動抑制にとつ
て適切であることがわかる。
と、作動圧Ｐは検出した車体振動加速度Ｘ¨２に対
して第１１図、第１２図の如きゲインＰ／Ｘ２｜ａ、 位相（Ｐ／Ｘ２｜ａの）である。これは補償回路の 伝達関数のゲインKba、位相（Kbaの）に式
（18）の如く弁およびシリンダの遅れが加わつた
ものである。第１２図の極低周波において（Ｐ／Ｘ２ ｜ａの）の遅れは従来制御の（Ｐ／Ｘ２｜０の） の遅れより大きくかつ70゜〜80゜遅れ程度であ
る。式（18）において、（−）の符号を有するの
でこれは実際には100゜〜110゜の進みに相当し、
極低周波において作動圧Ｐの車体振動加速度Ｘ¨２
に対する進みはこの程度が車体の振動抑制にとつ
て適切であることがわかる。
第１３図は、一次進み要素の時定数T3の制御
性に及ぼす影響を示したもので、横軸に一次進み
要素の時定数T3と車体１の質量とばね３のばね
定数で決まる固有角振動数ωｎの逆数Ｔωｎの比
をとり、縦軸に加振振動数ω＝ωｎでの車体振動
伝達関数のゲインGamaxを示している。この図
から分かるように、位相進み要素の時定数T3を
Ｔωｎ近傍（T3／Ｔωｎ≒１）とするのが良
い。特に応答値を従来制御のゲインG0のピーク
以下とするには、T3／Ｔωｎ＝0.75〜1.25の範囲
がよい。
性に及ぼす影響を示したもので、横軸に一次進み
要素の時定数T3と車体１の質量とばね３のばね
定数で決まる固有角振動数ωｎの逆数Ｔωｎの比
をとり、縦軸に加振振動数ω＝ωｎでの車体振動
伝達関数のゲインGamaxを示している。この図
から分かるように、位相進み要素の時定数T3を
Ｔωｎ近傍（T3／Ｔωｎ≒１）とするのが良
い。特に応答値を従来制御のゲインG0のピーク
以下とするには、T3／Ｔωｎ＝0.75〜1.25の範囲
がよい。
第５図の車体振動伝達関数のゲインGaにおい
てω＝15rad／ｓ近傍では能動的に制御しない在
来車両のゲインGbよりも少し大きくなつてい
る。これをさらに改善するには、一次進み要素、
一次遅れ要素をそれぞれ二つ重ねて、補償回路の
伝達関数を式（20）の代りに Kbc＝Ｋ（１＋Ｔ３Ｓ）（１＋Ｔ５Ｓ）／（１＋Ｔ０
Ｓ）（１＋Ｔ４Ｓ）（１＋Ｔ６Ｓ）とするのが良 い。このような補償回路は第４図に示す一次進
み・一次遅れ回路９２を二つ連続させることによ
り得られる。こうしたときの車体振動伝達関数の
ゲインG0を在来制御車両のゲインG0と共に第１
４図に示し、位相（Gcの）を在来制御車両の
位相（G0の）と共に第１５図に示す。第１４
図からω＝15rad／ｓ附近においても在来無制御
車両のゲインより小さくなり、かつ、固有角振動
数附近のω＝8rad／ｓでは約13dBの低域が可能
となる。本実施例では、一次進み要素の時定数
T3、T5をT3＝0.13s、T5＝0.10s、一次遅れの時
定数T4、T6をT4＝0.008s、T6＝0.004sとしてい
る。第１５図において、位相（G0の）は従来
制御の位相（G0の）および第６図の位相（Ga
の）よりも位相の急変がなく滑らかになつてお
り、これにより第１４図のゲインGcがピークを
もたない。一巡伝達関数のゲインBcKbc第１６
図、位相（Bc Kbcの）第１７図から位相余裕
70゜ゲイン余裕11dBであり、位相（Gcの）に
おいて急変がないのは極低周波において（Bc
Kbcの）の進み（ただし、Bc＝Ba）は（BaK
baの）の進みと同程度に小さく高周波では
（Bc Kbcの）の遅れは（Ba Kbaの）の遅れ
より小さくなつていることによる。第１８図、第
１９図は式（21）で１＋BaKbaに代えて分母のゲ
イン（１＋Bc Kbc）と位相｛（１＋Bc Kbc）の
｝を示す。｛（１＋Bc Kbc）の｝ではω＝
11rad／ｓ以下で、Bc Kbcの遅れが小さいために
（１＋Ba Kba）と同じく低い台形となり、また、
ω＝11rad／ｓ以上では、11rad／ｓ以下と台形の
大きさがほぼ等しくなつている。すなわち、ω＝
11rad／ｓを中心として点対象に近い形となつて
いる。これは言いかえると第１７図において、
Bc Kbcので高周波側の遅れと低周波側の進み
の絶対値がほぼ等しくなつたことによる。高周波
側の遅れが第８図のBa Kbaのよりも小さいた
めである。さらに、これは第２０図、第２１図に
示す補償回路伝達関数のゲインKbc、位相（Kbc
の）の特性から得られている。すなわち、極低
周波（1.3rad／ｓ附近）に積分要素（ω＞１／Ｔ０で積 分）を設けているのでω＝1.3rad／ｓ附近で遅れ
が比較的大きく、二つの一次進み要素の時定数
T3、T5をそれぞればね３のばね定数と車体１の
質量から決まる固有角振動数の逆数近傍の値とそ
の値より小さい値として固有角振動数附近ω≒
8rad／ｓから進みを与え、さらに二つの一次遅れ
要素の時定数T4、T6をこれらの一次進み要素の
時定数の内の小さい値よりも小さくして高周波域
で耐ノイズ性の面などから遅れを大きくしてい。
てω＝15rad／ｓ近傍では能動的に制御しない在
来車両のゲインGbよりも少し大きくなつてい
る。これをさらに改善するには、一次進み要素、
一次遅れ要素をそれぞれ二つ重ねて、補償回路の
伝達関数を式（20）の代りに Kbc＝Ｋ（１＋Ｔ３Ｓ）（１＋Ｔ５Ｓ）／（１＋Ｔ０
Ｓ）（１＋Ｔ４Ｓ）（１＋Ｔ６Ｓ）とするのが良 い。このような補償回路は第４図に示す一次進
み・一次遅れ回路９２を二つ連続させることによ
り得られる。こうしたときの車体振動伝達関数の
ゲインG0を在来制御車両のゲインG0と共に第１
４図に示し、位相（Gcの）を在来制御車両の
位相（G0の）と共に第１５図に示す。第１４
図からω＝15rad／ｓ附近においても在来無制御
車両のゲインより小さくなり、かつ、固有角振動
数附近のω＝8rad／ｓでは約13dBの低域が可能
となる。本実施例では、一次進み要素の時定数
T3、T5をT3＝0.13s、T5＝0.10s、一次遅れの時
定数T4、T6をT4＝0.008s、T6＝0.004sとしてい
る。第１５図において、位相（G0の）は従来
制御の位相（G0の）および第６図の位相（Ga
の）よりも位相の急変がなく滑らかになつてお
り、これにより第１４図のゲインGcがピークを
もたない。一巡伝達関数のゲインBcKbc第１６
図、位相（Bc Kbcの）第１７図から位相余裕
70゜ゲイン余裕11dBであり、位相（Gcの）に
おいて急変がないのは極低周波において（Bc
Kbcの）の進み（ただし、Bc＝Ba）は（BaK
baの）の進みと同程度に小さく高周波では
（Bc Kbcの）の遅れは（Ba Kbaの）の遅れ
より小さくなつていることによる。第１８図、第
１９図は式（21）で１＋BaKbaに代えて分母のゲ
イン（１＋Bc Kbc）と位相｛（１＋Bc Kbc）の
｝を示す。｛（１＋Bc Kbc）の｝ではω＝
11rad／ｓ以下で、Bc Kbcの遅れが小さいために
（１＋Ba Kba）と同じく低い台形となり、また、
ω＝11rad／ｓ以上では、11rad／ｓ以下と台形の
大きさがほぼ等しくなつている。すなわち、ω＝
11rad／ｓを中心として点対象に近い形となつて
いる。これは言いかえると第１７図において、
Bc Kbcので高周波側の遅れと低周波側の進み
の絶対値がほぼ等しくなつたことによる。高周波
側の遅れが第８図のBa Kbaのよりも小さいた
めである。さらに、これは第２０図、第２１図に
示す補償回路伝達関数のゲインKbc、位相（Kbc
の）の特性から得られている。すなわち、極低
周波（1.3rad／ｓ附近）に積分要素（ω＞１／Ｔ０で積 分）を設けているのでω＝1.3rad／ｓ附近で遅れ
が比較的大きく、二つの一次進み要素の時定数
T3、T5をそれぞればね３のばね定数と車体１の
質量から決まる固有角振動数の逆数近傍の値とそ
の値より小さい値として固有角振動数附近ω≒
8rad／ｓから進みを与え、さらに二つの一次遅れ
要素の時定数T4、T6をこれらの一次進み要素の
時定数の内の小さい値よりも小さくして高周波域
で耐ノイズ性の面などから遅れを大きくしてい。
一方、第２０図、第２１図に併記した圧力伝達
関数のゲインＰ／Ｘ２｜ｃ、位相（Ｐ／Ｘ２｜ｃの）
のう ち位相（Ｐ／Ｘ２｜ｃの）に式（18）より180゜進み を与えると、低周波域（１〜20rad／ｓ）で100゜
〜110゜進みとなつている。これによつて、第１
４図でゲインGcは在来無制御車両のゲインGbよ
りもどの周波数においても小さくなり、かつ在来
制御車両のゲインG0のようにピークを有さず車
体の振動抑制にとつて理想的な位相進みが与えら
れていることが分かる。
関数のゲインＰ／Ｘ２｜ｃ、位相（Ｐ／Ｘ２｜ｃの）
のう ち位相（Ｐ／Ｘ２｜ｃの）に式（18）より180゜進み を与えると、低周波域（１〜20rad／ｓ）で100゜
〜110゜進みとなつている。これによつて、第１
４図でゲインGcは在来無制御車両のゲインGbよ
りもどの周波数においても小さくなり、かつ在来
制御車両のゲインG0のようにピークを有さず車
体の振動抑制にとつて理想的な位相進みが与えら
れていることが分かる。
また、シリンダ４の制御に空気サーボ弁８を用
い、空気サーボ弁８および空気シリンダ４の一次
遅れ時定数が大きい場合には、二つの位相進み時
定数をばね３と車体質量による固有角振動数の逆
数の値および空気サーボ弁８、空気シリンダ４の
一次遅れ時定数の値とし、二つの一次遅れ要素の
時定数をこれらの一次進み要素の時定数の内小さ
い値よりそれぞれ小さくするのが有効である。
い、空気サーボ弁８および空気シリンダ４の一次
遅れ時定数が大きい場合には、二つの位相進み時
定数をばね３と車体質量による固有角振動数の逆
数の値および空気サーボ弁８、空気シリンダ４の
一次遅れ時定数の値とし、二つの一次遅れ要素の
時定数をこれらの一次進み要素の時定数の内小さ
い値よりそれぞれ小さくするのが有効である。
上記位相進み時定数に関しては空気サーボ弁
８、空気シリンダ４が一次遅れ１／１＋ＴＳ（Ｔ：時定 数）を有するのであるから、これを回路において
償うよう補償回路に一次進み要素１＋TSをもた
せておけばよい。
８、空気シリンダ４が一次遅れ１／１＋ＴＳ（Ｔ：時定 数）を有するのであるから、これを回路において
償うよう補償回路に一次進み要素１＋TSをもた
せておけばよい。
以上は簡単のため車体１だけを採りだし台車２
を無視した１自由度（β＝０）の場合を示した
が、台車２を考慮した２自由度（β＝１）の場合
でも、車体の固有角振動数ωｎと台車の固有角振
動数ωnr＝√（1＋2）1とが大きく離れてい
る（例えば鉄道車両においてはωｎは２π程度、
ωnTは２π×６程度である）ため、車体の振動
伝達関数Ｘ¨２／Ｘ¨０はω＝ωｎ附近では台車の影
響を受けず、台車の固有角振動数であるω＝ω
nTでも殆んど台車の影響を受けない。従つて１
自由度で制御の最適化を行つておけば十分であ
る。
を無視した１自由度（β＝０）の場合を示した
が、台車２を考慮した２自由度（β＝１）の場合
でも、車体の固有角振動数ωｎと台車の固有角振
動数ωnr＝√（1＋2）1とが大きく離れてい
る（例えば鉄道車両においてはωｎは２π程度、
ωnTは２π×６程度である）ため、車体の振動
伝達関数Ｘ¨２／Ｘ¨０はω＝ωｎ附近では台車の影
響を受けず、台車の固有角振動数であるω＝ω
nTでも殆んど台車の影響を受けない。従つて１
自由度で制御の最適化を行つておけば十分であ
る。
第２２図は本発明の応用例を示すもので、車体
前方の振動加速度を検出して、これを車両の速度
と前後台車間の距離とを勘案し、所定時間だけ補
償して伝達する予見補償を行ない、後方の車体振
動加速度のフイードバツク補償とを組合せた車両
の振動制御装置を示している。同図において、１
１は車体、１２は台車、１３は車体１１を支持す
るばね、１４は制御用シリンダ、１５は振動加速
度検出器、１６は補償回路、１７はアンプ、１８
はサーボ弁であり、符号ＡおよびＢは第１図と同
様に車体左右の上下方向、Ｃは水平方向について
の制御装置を示しており、サフイツクスｆは前方
車体関係、ｒは後方車体関係を示している。１６
At，１６Bt，１６Ctは各方向の予見補償回路で
あり、１６Ar，１６Br，１６Crはフイードバツ
ク補償回路である。また、第２３図は予見補償回
路として Kf＝Ｋ／（１＋Ｔ０Ｓ）（１＋Ｔ３Ｓ）（１＋Ｔ５Ｓ）
／（１＋Ｔ４Ｓ）（１＋Ｔ６Ｓ）ｅ-〓S とし後方車体１１ｒのゲイン特性をgdで示した
ものである。ここで、γは前方台車と後方台車に
おいて同一軌道不整が入力するまでの時間遅れ
で、前方台車と後方台車の距離ｌおよび走行速度
Ｖよりγ＝ｌ／Ｖで決まる関数である。このよう
に、予見補償を加えることにより制御性を一段と
良くするとができる。
前方の振動加速度を検出して、これを車両の速度
と前後台車間の距離とを勘案し、所定時間だけ補
償して伝達する予見補償を行ない、後方の車体振
動加速度のフイードバツク補償とを組合せた車両
の振動制御装置を示している。同図において、１
１は車体、１２は台車、１３は車体１１を支持す
るばね、１４は制御用シリンダ、１５は振動加速
度検出器、１６は補償回路、１７はアンプ、１８
はサーボ弁であり、符号ＡおよびＢは第１図と同
様に車体左右の上下方向、Ｃは水平方向について
の制御装置を示しており、サフイツクスｆは前方
車体関係、ｒは後方車体関係を示している。１６
At，１６Bt，１６Ctは各方向の予見補償回路で
あり、１６Ar，１６Br，１６Crはフイードバツ
ク補償回路である。また、第２３図は予見補償回
路として Kf＝Ｋ／（１＋Ｔ０Ｓ）（１＋Ｔ３Ｓ）（１＋Ｔ５Ｓ）
／（１＋Ｔ４Ｓ）（１＋Ｔ６Ｓ）ｅ-〓S とし後方車体１１ｒのゲイン特性をgdで示した
ものである。ここで、γは前方台車と後方台車に
おいて同一軌道不整が入力するまでの時間遅れ
で、前方台車と後方台車の距離ｌおよび走行速度
Ｖよりγ＝ｌ／Ｖで決まる関数である。このよう
に、予見補償を加えることにより制御性を一段と
良くするとができる。
なお、本実施例では予見補償信号として、前方
車体の振動加速度を遅延させて用いているが、あ
らかじめ測定し記憶されている軌道不整データを
用いてもよい。前方車体の振動加速度を遅延させ
て予見補償する場合、補償回路としては極低周波
数以上で積分を行なう積分要素、一次進み要素、
一次遅れ要素より構成するのが有効であり、フイ
ードバツクの補償回路と同一にすれば単価を下げ
て有効な制御特性を得ることができる。また、曲
線路において定常左右加速度が大きい場合に
は、、以上の補償回路にさらにハイパス回路を設
け、極低周波の定常左右加速度に対して制御系を
純感にすることができる。
車体の振動加速度を遅延させて用いているが、あ
らかじめ測定し記憶されている軌道不整データを
用いてもよい。前方車体の振動加速度を遅延させ
て予見補償する場合、補償回路としては極低周波
数以上で積分を行なう積分要素、一次進み要素、
一次遅れ要素より構成するのが有効であり、フイ
ードバツクの補償回路と同一にすれば単価を下げ
て有効な制御特性を得ることができる。また、曲
線路において定常左右加速度が大きい場合に
は、、以上の補償回路にさらにハイパス回路を設
け、極低周波の定常左右加速度に対して制御系を
純感にすることができる。
第２４図および第２５図は走行速度の変化に対
応して遅れ時間γを設定する遅延回路を含めた振
動制御装置を示す回路図である。第２４図の実施
例は、遅れ時間をコンピユータ等の装置により設
定し、制御信号を補償することを特徴とするもの
であり、走行速度検出器２９の出力を刻々入力し
て遅れ時間を計算し、前方台車から生じた車体２
１前方の振動加速度検出器２５ｆの制御信号をコ
ンピユータ３０により走行速度に応じて遅延さ
せ、該コンピユータ３０の出力信号を予見補償回
路２６ｔで補償した後、車体後方の振動加速度検
出器２５ｆの出力をフイードバツク補償回路２６
ｒにより補償し、その信号をアンプ２７で組合
せ、サーボ弁２８を作動させてシリンダ２４の内
圧を制御し、軌道不整からの加振力２２による車
体後方の振動加速度を制御するものである。した
がつて、精度の良い予見制御が可能である。第２
５図の実施例は、あらかじめ設定された速度領域
に対応させて遅れ時間を決定し、遅延素子を用い
て走行速度に応じた遅延時間を設定したもので、
基準速度範囲設定器５３，比較器５０、アンドゲ
ート５２ａ、ｂ、遅延素子５１ａ，ｂ等により容
易に構成される。ここで、４９は走行速度検出
器、４５ｆ，４５ｒは車体前方および車体後方の
振動加速度検出器、４６ｔは予見補償回路、４６
ｒはフイードバツク制御回路であり、アンプ４
７、サーボ弁４８、シリンダ４９、車体４１、加
振力４２は第２４図と同様である。本実施例は第
２４図に示す実施例と比較し、制御特性はやや劣
るが簡単な回路で構成できるので安価である。
応して遅れ時間γを設定する遅延回路を含めた振
動制御装置を示す回路図である。第２４図の実施
例は、遅れ時間をコンピユータ等の装置により設
定し、制御信号を補償することを特徴とするもの
であり、走行速度検出器２９の出力を刻々入力し
て遅れ時間を計算し、前方台車から生じた車体２
１前方の振動加速度検出器２５ｆの制御信号をコ
ンピユータ３０により走行速度に応じて遅延さ
せ、該コンピユータ３０の出力信号を予見補償回
路２６ｔで補償した後、車体後方の振動加速度検
出器２５ｆの出力をフイードバツク補償回路２６
ｒにより補償し、その信号をアンプ２７で組合
せ、サーボ弁２８を作動させてシリンダ２４の内
圧を制御し、軌道不整からの加振力２２による車
体後方の振動加速度を制御するものである。した
がつて、精度の良い予見制御が可能である。第２
５図の実施例は、あらかじめ設定された速度領域
に対応させて遅れ時間を決定し、遅延素子を用い
て走行速度に応じた遅延時間を設定したもので、
基準速度範囲設定器５３，比較器５０、アンドゲ
ート５２ａ、ｂ、遅延素子５１ａ，ｂ等により容
易に構成される。ここで、４９は走行速度検出
器、４５ｆ，４５ｒは車体前方および車体後方の
振動加速度検出器、４６ｔは予見補償回路、４６
ｒはフイードバツク制御回路であり、アンプ４
７、サーボ弁４８、シリンダ４９、車体４１、加
振力４２は第２４図と同様である。本実施例は第
２４図に示す実施例と比較し、制御特性はやや劣
るが簡単な回路で構成できるので安価である。
以上の説明では制御機器として空気サーボ弁、
空気シリンダを使用し空気を用いているが、作動
流体として油を用いてもよいし、電磁弁や空気ば
ねを用いても良い。
空気シリンダを使用し空気を用いているが、作動
流体として油を用いてもよいし、電磁弁や空気ば
ねを用いても良い。
以上説明したように本発明によれば、広い範囲
の周波数領域にわたつて、特に低周波数領域にお
いて、車体の振動加速度の応答がピークを有さ
ず、周波数の増加に伴なつてなめらかに減少す
る。したがつて、在来車両と比較し、乗心地を著
しく改善することができる。
の周波数領域にわたつて、特に低周波数領域にお
いて、車体の振動加速度の応答がピークを有さ
ず、周波数の増加に伴なつてなめらかに減少す
る。したがつて、在来車両と比較し、乗心地を著
しく改善することができる。
第１図は本発明の一実施例を示す車両の振動制
御装置の回路図、第２図は第１図における上下振
動関係のみを示す振動系モデルの側面図、第３図
は第２図の振動系モデルにおける制御系のブロツ
ク図、第４図は第１図における補償回路の一例を
示す回路図、第５図は本発明による一実施例の車
体振動伝達関数のゲインGa、従来無制御車両の
ゲインGb、従来制御のゲインG0を示す線図、第
６図は第５図に対応した位相（Gaの）、（Gbの
）、（G0の）を示す線図、第７図は一巡伝達
関数のゲインBa Kba、B0Kb0およびゲイン余裕
を示した線図、第８図は一巡伝達関数の位相
（Ba Kbaの）、（B0Kb0の）および位相余裕を
示した線図、第９図は（１＋BaKba）のゲインを
示した線図、第１０図は第９図に対応した位相
｛（１＋Ba Kba）の｝を示す線図、第１１図は
各補償回路の伝達関数のゲインKba、Kb0と圧力
伝達関数のゲインＰ／Ｘ２｜ａ、Ｐ／Ｘ２｜０を示す線
図、 第１２図は各補償回路の伝達関数の位相（Kbaの
）、（Kb0 の）と圧力伝達関数の位相（Ｐ／Ｘ２
｜ ａの）、（Ｐ／Ｘ２｜０の）を示す線図、第１３図 は位相進み要素の時定数T3とゲイン特性の関数
を示す線図、第１４図は他の補償回路における車
体振動伝達関数のゲインGcと従来制御車両のゲ
インG0を示す線図、第１５図は車体振動伝達関
数の位相（Gcの）、（G0の）を示す線図、第
１６図は一巡伝達関数のゲインBc Kbcおよびゲ
イン余裕を示した線図、第１７図は一巡伝達関数
の位相（Bc Kbc）および位相余裕を示した線
図、第１８図は（１＋Bc Kbc）のゲインを示し
た線図、第１９図は第１８図に対応した位相
｛（１＋Bc Kbc）の｝を示す線図、第２０図は
補償回路の伝達関数のゲインKbc、圧力伝達関数
のゲインＰ／Ｘ２｜ｃを示す線図、第２１図は補償回 路の伝達関数の位相（Kbcの）、圧力伝達関数
の位相（Ｐ／Ｘ２｜ｃの）を示す線図、第２２図は 本発明を予見補償を含めた車両の振動制御装置に
応用した一例を示す回路図、第２３図は第２２図
の系のゲイン線図、第２４図および第２５図は予
見補償に対する時間遅れτの速度に対する設定方
法を示す回路図、第２６図は従来の無制御車両の
上下振動系を示す振動モデルの側面図、第２７図
は第２６図の振動系モデルにおける振動系のブロ
ツク図、第２８図は第２７図における車体振動伝
達関数のゲインGbを示す線図、第２９図は第２
８図に対応した位相（Gbの）を示す線図、第
３０図は従来の制御車両の上下振動系を示す振動
モデルの側面図、第３１図は第３０図の振動モデ
ルにおける振動系のブロツク図、第３２図は第３
１図における車体振動伝達関数のゲインG0を示
す線図、第３３図は第３２図に対応した位相
（G0の）を示す線図、第３４図はG0の分子のゲ
インＨを示す線図、第３５図は第３４図に対応し
た位相（Ｈの）を示す線図、第３６図は弁の伝
達関数のゲインB0を示す線図、第３７図は第３
６図に対応した位相（B0の）を示す線図、第
３８図は一巡伝達関数のゲインB0Kb0を示す線
図、第３９図は第３８図に対応した位相（B0Kb0
の）を示す線図、第４０図はG0の分母のゲイ
ン（１＋B0Kb0）を示す線図、第４１図は第４０
図に対応した位相｛（１＋B0Kb0）の｝を示す線
図、第４２図は従来制御の補償回路のゲイン
Kb0、圧力の伝達関数のゲインＰ／Ｘ２｜０を示す線 図、第４３図は第４２図に対応した位相（Kb0の
）、圧力伝達関数の位相（Ｐ／Ｘ２｜０の）を示す 線図である。 １……車体、３……ばね、４……シリンダ、５
……振動加速度検出器、６……補償回路、８……
サーボ弁、９１……比例回路、９２……一次進
み・一次遅れ回路、９３……積分回路。
御装置の回路図、第２図は第１図における上下振
動関係のみを示す振動系モデルの側面図、第３図
は第２図の振動系モデルにおける制御系のブロツ
ク図、第４図は第１図における補償回路の一例を
示す回路図、第５図は本発明による一実施例の車
体振動伝達関数のゲインGa、従来無制御車両の
ゲインGb、従来制御のゲインG0を示す線図、第
６図は第５図に対応した位相（Gaの）、（Gbの
）、（G0の）を示す線図、第７図は一巡伝達
関数のゲインBa Kba、B0Kb0およびゲイン余裕
を示した線図、第８図は一巡伝達関数の位相
（Ba Kbaの）、（B0Kb0の）および位相余裕を
示した線図、第９図は（１＋BaKba）のゲインを
示した線図、第１０図は第９図に対応した位相
｛（１＋Ba Kba）の｝を示す線図、第１１図は
各補償回路の伝達関数のゲインKba、Kb0と圧力
伝達関数のゲインＰ／Ｘ２｜ａ、Ｐ／Ｘ２｜０を示す線
図、 第１２図は各補償回路の伝達関数の位相（Kbaの
）、（Kb0 の）と圧力伝達関数の位相（Ｐ／Ｘ２
｜ ａの）、（Ｐ／Ｘ２｜０の）を示す線図、第１３図 は位相進み要素の時定数T3とゲイン特性の関数
を示す線図、第１４図は他の補償回路における車
体振動伝達関数のゲインGcと従来制御車両のゲ
インG0を示す線図、第１５図は車体振動伝達関
数の位相（Gcの）、（G0の）を示す線図、第
１６図は一巡伝達関数のゲインBc Kbcおよびゲ
イン余裕を示した線図、第１７図は一巡伝達関数
の位相（Bc Kbc）および位相余裕を示した線
図、第１８図は（１＋Bc Kbc）のゲインを示し
た線図、第１９図は第１８図に対応した位相
｛（１＋Bc Kbc）の｝を示す線図、第２０図は
補償回路の伝達関数のゲインKbc、圧力伝達関数
のゲインＰ／Ｘ２｜ｃを示す線図、第２１図は補償回 路の伝達関数の位相（Kbcの）、圧力伝達関数
の位相（Ｐ／Ｘ２｜ｃの）を示す線図、第２２図は 本発明を予見補償を含めた車両の振動制御装置に
応用した一例を示す回路図、第２３図は第２２図
の系のゲイン線図、第２４図および第２５図は予
見補償に対する時間遅れτの速度に対する設定方
法を示す回路図、第２６図は従来の無制御車両の
上下振動系を示す振動モデルの側面図、第２７図
は第２６図の振動系モデルにおける振動系のブロ
ツク図、第２８図は第２７図における車体振動伝
達関数のゲインGbを示す線図、第２９図は第２
８図に対応した位相（Gbの）を示す線図、第
３０図は従来の制御車両の上下振動系を示す振動
モデルの側面図、第３１図は第３０図の振動モデ
ルにおける振動系のブロツク図、第３２図は第３
１図における車体振動伝達関数のゲインG0を示
す線図、第３３図は第３２図に対応した位相
（G0の）を示す線図、第３４図はG0の分子のゲ
インＨを示す線図、第３５図は第３４図に対応し
た位相（Ｈの）を示す線図、第３６図は弁の伝
達関数のゲインB0を示す線図、第３７図は第３
６図に対応した位相（B0の）を示す線図、第
３８図は一巡伝達関数のゲインB0Kb0を示す線
図、第３９図は第３８図に対応した位相（B0Kb0
の）を示す線図、第４０図はG0の分母のゲイ
ン（１＋B0Kb0）を示す線図、第４１図は第４０
図に対応した位相｛（１＋B0Kb0）の｝を示す線
図、第４２図は従来制御の補償回路のゲイン
Kb0、圧力の伝達関数のゲインＰ／Ｘ２｜０を示す線 図、第４３図は第４２図に対応した位相（Kb0の
）、圧力伝達関数の位相（Ｐ／Ｘ２｜０の）を示す 線図である。 １……車体、３……ばね、４……シリンダ、５
……振動加速度検出器、６……補償回路、８……
サーボ弁、９１……比例回路、９２……一次進
み・一次遅れ回路、９３……積分回路。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 車体を支持するばねに該車体の振動を抑制す
る流体作動機構を併設し、該流体作動機構へ供給
される流体を制御する流体制御器を設け、車体に
振動加速度検出器を設けるとともに、該振動加速
度検出器の検出結果によつて前記流体制御器を制
御する車両の振動制御装置において、比例要素、
極低周波数以上で積分を行なう積分要素、一次進
み要素および一次遅れ要素より構成され、前記振
動加速度検出器の検出結果を補償し前記流体制御
器へ出力する補償回路を設け、かつ、該補償回路
の一次進み要素の時定数を一次遅れ要素の時定数
より大きくするとともに該一次進み要素の時定数
を車体支持ばねと車体質量により決まる固有角振
動数の逆数の0.75〜1.25倍の値としたことを特徴
とする車両の振動制御装置。 ２ 車体を支持するばねに該車体の振動を抑制す
る流体作動機構を併設し、該流体作動機構へ供給
される流体を制御する流体制御器を設け、車体に
振動加速度検出器を設けるとともに、該振動加速
度検出器の検出結果によつて前記流体制御器を制
御する車両の振動制御装置において、比例要素、
極低周波数以上で積分を行なう一つの積分要素、
二つの一次進み要素および二つの一次遅れ要素よ
り構成され、前記振動加速度検出器の検出結果を
補償し前記流体制御器へ出力する補償回路を設
け、かつ、前記二つの一次進み要素のうち一方の
時定数を車体支持ばねと車体質量により決まる固
有角振動数の逆数の0.75〜1.25倍の値とし、他方
の時定数を前記一方の時定数より小の値とすると
ともに前記二つの一次遅れ要素の時定数を前記一
次進み要素の他の時定数よりそれぞれ小さくした
ことを特徴とする車両の振動制御装置。 ３ 車体を支持するばねに該車体の振動を抑制す
る流体作動機構を併合し、該流体作動機構へ供給
される流体を制御する流体制御器を設け、車体に
振動加速度検出器を設けるとともに該振動加速度
検出器の検出結果によつて前記流体制御器を制御
する車両の振動制御装置において、前記流体作動
機構を空気作動機構とし、前記流体制御器を空気
サーボ弁とし、比例要素、極低周波数以上で積分
を行なう一つの積分要素、二つの一次進み要素お
よび二つの一次遅れ要素より構成され、前記振動
加速度検出器の検出結果を補償し前記空気サーボ
弁へ出力する補償回路を設け、かつ、前記二つの
一次進み要素のうちの一方の時定数を車体支持ば
ねと車体質量により決まる固有角振動数の逆数の
0.75〜1.25倍の値とし、他の時定数を前記空気サ
ーボ弁ならびに空気作動機構の一次遅れ要素の時
定数近傍の値とするとともに前記二つの一次遅れ
要素の時定数を前記二つの一次進み要素の時定数
のうち小さい値よりも小さくしたことを特徴とす
る車両の振動制御装置。
Priority Applications (6)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9156579A JPS5617754A (en) | 1979-07-20 | 1979-07-20 | Vehicle vibration controller |
| GB8108353A GB2071810B (en) | 1979-07-20 | 1980-07-18 | Vibration controller for vehicle |
| PCT/JP1980/000162 WO1981000237A1 (fr) | 1979-07-20 | 1980-07-18 | Controleur de vibrations pour vehicule |
| AU61232/80A AU525884B2 (en) | 1979-07-20 | 1980-07-18 | Vibration controller for vehicle |
| US06/247,534 US4402527A (en) | 1979-07-20 | 1980-07-18 | Vehicle body vibration control apparatus |
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