JP2003072544A - Rolling stock - Google Patents
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Abstract
Description
【０００１】[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。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a rail vehicle equipped with a semi-active suspension system. In particular, it relates to a railway vehicle that can reduce both rigid body motion and primary bending vibration (elastic vibration) of the vehicle body.
【０００２】[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。2. Description of the Related Art The vertical vibration mode (vibration mode) of a vehicle body of a railway vehicle can be roughly classified into a rigid body motion and a bending vibration (elastic vibration). 7A to 7D are schematic diagrams for explaining the form of vertical vibration of the vehicle body of the railway vehicle. For rigid body movement,
Vertical translation (bouncing) that represents the vertical displacement of the vehicle body
Motion (see FIG. 7 (A)), pitching motion in which the front and rear of the vehicle body oscillate up and down around the center of the vehicle body as a node (see FIG. 7B), and rolling motion that is rotational displacement of the vehicle body (see FIG. 7).
(See (C)). The bending vibration (elastic vibration) is most typically the primary bending vibration in the front-back direction of the vehicle body (see FIG. 7D).
【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、７〜１
２Ｈｚ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。In order to secure the riding comfort of a railway vehicle,
Rigid body mode motion of about 1 Hz as described above and 7-1
It is very important to reduce both the primary bending vibration of the vehicle body at about 2 Hz. With the recent increase in speed and weight of vehicles, these vibrations have become prominent, and countermeasures are desired. In a passive system, it is extremely difficult to reduce these vibrations at the same time, and there is a movement to introduce control technology.
【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。A full active system has been mainly studied as an attempt to reduce both rigid body mode vibration and elastic vibration for a railway vehicle (eg, Masao Nagai and Yasuhiro Sawada, "Flexible Elastic Body Active Support Control ", Proceedings of the Japan Society of Mechanical Engineers (C edition), 53, 492 (SHO 62
-8)). FIG. 8 is a diagram showing the concept of the full active vehicle vibration suppression technology disclosed in the above paper. Figure 8
(A) is a diagram of a mechanical model of a flexible structure elastic vehicle body,
FIG. 8B is an explanatory diagram of the centralized control (optimal control for each mode) method.
【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。As shown in FIG. 8 (A), this vehicle body model has a uniform elastic beam 1 whose both ends are free, and two support systems 2 and 3 for supporting the elastic beam 1. In this model, the elastic beam 1 is the vehicle body, and the support systems 2 and 3 are the front and rear support devices (suspension) of the vehicle body, respectively.
Control actuators A1 and A2 including a vehicle air spring and a pneumatic cylinder are incorporated in the support systems 2 and 3, respectively. The forces f1 and f2 acting from each of 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】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。In the centralized control (optimal control for each mode) shown in FIG. 8B, the 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 vehicle body center is provided. Also, a sensor S3 is attached to the sensor S1, and signals from these sensors S1 to S3 are transmitted to actuators A1 and A2 on the front and rear of the vehicle body for control. According to this method, it is possible to control both rigid body motion and bending vibration of the vehicle body. In addition to this, the results of the current vehicle test are shown ("Development of active damping control system for upper and lower systems by Kamibayashi, Usui, Otsuka, Nishi, Matsushima, Danhata (running test results on 300X Shinkansen test vehicle)" , "Japan Railway Cybernetics Council, Proceedings of Domestic Symposium on Cybernetics in Railways, (1998-11), etc., but all of them were based on full active suspension.
【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。However, in the case of the full active system,
It 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 device is complicated, the cost is high, and the maintainability is poor. (3) Energy cannot be said to be energy saving because it is necessary to supply energy from an external drive source.
【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。In a rail car, an example is known in which a semi-active system is adopted for the left and right vibration control devices. On the other hand, it has been considered to be disadvantageous to employ the semi-active method for controlling the vibration of the upper and lower systems including bending vibration in a railway vehicle for the following reasons. (1) The place where the damper is mounted is inevitably near the vehicle body support point. However, since this place is near the node of the primary bending vibration of the vehicle body, it is difficult to obtain the vibration suppressing effect on the bending vibration even if the control force is applied. (2) The amplitude due to the primary bending vibration at the position where the damper is mounted is about 0.5 mm at most. Therefore, it is difficult for the damper to generate the damping force required for the semi-active control with respect to the primary bending vibration.
【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。As an example of suppressing the vibration of only the primary bending vibration of the vehicle body, a method of mounting a dynamic damper at the center of the vehicle body has been attempted. FIG. 9 is a diagram showing a mechanical model of a railway vehicle having a dynamic damper type vibration suppression device. The vehicle body model shown in this figure has a uniform elastic beam 5 whose both ends are free, and two support systems 6 and 7 for supporting the elastic beam 5. In this model, the elastic beam 5 is a vehicle body, and the support systems 6 and 7 are front and rear support devices (suspension), respectively. The spring constant of each support system 6, 7 is k, and the damping constant is c. Furthermore, elastic beam 5
A dynamic damper D is attached to the central part of the.
【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。The vehicle body model of FIG. 9 can reduce the primary bending vibration of the vehicle body by mounting the dynamic damper D. However, the dynamic damper D is generally heavy (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. Further, it is generally difficult to attach a dynamic damper to an existing vehicle due to problems such as layout of equipment arrangement.
【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。As yet another example, a method of suppressing vibration by attaching a damping material made of rubber, FRP, steel plate or the like to a vehicle body is known. However, attaching the damping material to the existing vehicle is a large-scale work.
【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。It is an object of the present invention to provide a vibration damping device for reducing both rigid body motion and primary bending vibration (elastic vibration) of a vehicle body in a railway vehicle having a semi-active suspension system.
【００１３】[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
記車体の一次曲げ振動を低減する制振制御手段と、 を
具備することを特徴とする。In order to solve the above-mentioned problems, a railway vehicle of the present invention comprises a car body, two bogies for supporting the car body in front and rear, and a car body interposed between each car body and the car body. A support device and a variable damping damper in the vertical direction, a sensor arranged in front of, in the middle of and behind the vehicle body for detecting vertical vibration of the vehicle body, and an input signal detected by the sensor, and the variable damping damper. Damping control means for controlling the damping force of the vehicle body to reduce the primary bending vibration of the vehicle body.
【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。Since the present invention employs the semi-active method (vibration control method using the damping force of the variable damping damper), it has the following advantages. (1) Since a drive source such as a hydraulic pump and piping are unnecessary, the device configuration is simple and inexpensive. (2) In the event of a failure or poor control, the vehicle body is not vibrated on the contrary and safety is high. (3) Energy supply is not required from the outside, which is energy saving.
【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
び一次曲げモードに分解し、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
令を発するものとすることができる。In the railcar of the present invention, the vibration suppression control means decomposes the signal detected by the sensor into a vertical translation mode, a pitching mode, a rolling mode and a primary bending mode of the vehicle body, and divides them into these modes. Correspondingly, it is possible to calculate the set value of the variable damping damper and issue a command to the damper.
【００１６】[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。BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION Embodiments of the present invention will be described below 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 bogie in the vehicle of FIG. In the following description, up / down, left / right, and front / back refer to the directions of the arrows in the drawings.
【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。As shown in FIG. 4, this railroad vehicle is mainly composed of a vehicle body 100 and two front and rear bolsterless trucks (hereinafter abbreviated as trucks) 101. Dolly 101
On the left and right side beams 110, as shown in FIG. 5, a vehicle body support device 102 including an air spring or the like is installed.
The vehicle body 100 is placed on the vehicle body support device 102. The vehicle body supporting device 102 plays a role of improving the riding comfort of the vehicle by damping the vibration of the carriage 101 so as not to be directly transmitted to the vehicle body.
【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１
０５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。At the lower part of the bogie 101, a wheel shaft 107 composed of a wheel 105 and an axle 106 is incorporated. Wheel 1
05 is press-fitted and fixed to both ends of the axle 106. Bearing boxes 108 are fitted on both ends of the axle 106 outside the wheels 105. Two shaft springs 109 are connected between the side beam 110 of the carriage 101 and the bearing housing 108. By the shaft spring 109 and the like, the wheel shaft 107
Is moderately elastically supported by the side beam 110 in the vertical and horizontal directions.
【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１１
１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。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 an air spring with a built-in variable damping damper, which was filed by one of the present inventors as Japanese Patent Application No. 10-343624. The vehicle body support device 102 is mainly composed of an air spring 130 with a built-in variable damping damper. The air spring 130 with a built-in variable damping damper includes a disk-shaped upper plate 11
1, 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 central portion of the lower surface of the upper surface plate 111.
A disc-shaped sliding plate 115 is attached to the lower surface of the. On the other hand, the lower plate 112 is fixed to the trolley side. The flexible film 113 is attached in a ring shape so that the space between the upper plate 111 and the lower plate 112 is airtight.
【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１
３０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、１１
７〜１１９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。A height adjusting mechanism 116 (see FIG. 5) is provided near the air spring 130 with a built-in variable damping damper. The height adjusting mechanism 116 automatically adjusts the height of the air spring 130 with a built-in variable damping damper to adjust the height of the vehicle body 100.
Keep at standard height. Air spring with built-in variable damping damper 1
An annular elastic rubber 117 and an annular rigid ring 118 are alternately and concentrically laminated immediately below the lower surface plate 112 of 30, as shown in FIG. An end plate 119 fixed to the trolley side is attached to the lower part of the elastic rubber 117 of the lowermost layer. These members 111 to 115, 11
An airtight chamber 120 surrounded by 7 to 119 and filled with air
Are formed.
【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１２
３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。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.
And a piston 123 and the like. The cylinder body 122 is fixed to the center of the upper surface of the end plate 119. In this cylinder body 122, the piston 12
3 is telescopically attached. A resin sheet 123a having a low friction characteristic is attached to the upper end of the piston 123 to prevent lateral displacement (relative displacement in the front-rear and left-right directions) between the piston 123 (carriage side) and the sliding plate 115 (vehicle body side). I'm supposed to miss it.
【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１
２５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。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 to bring the piston 123 into contact with the sliding plate 115 at a predetermined pressure. On the upper surface of the end plate 119, the control box 1
25 are installed. The control box 125 is provided with damping means for adjusting the flow resistance given to the working fluid. The vibration of the vehicle body is suppressed by optimally adjusting the damping amount of the damping means in accordance with the vibration of the vehicle body.
【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。Next, with reference to FIGS. 1 to 3, the system configuration of the railway vehicle of the present invention will be described. FIG. 1 is a schematic diagram showing a vehicle body, a bogie, and a vibration suppression system of a railway vehicle according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a mechanical model diagram of a railway vehicle according to an embodiment of the present invention. FIG. 3 is a block diagram showing the configuration of a vibration damping control device for a railway vehicle according to an embodiment of the present invention.
【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。In FIG. 1, reference numeral 10 indicates a vehicle body, and reference numeral 11 indicates two front and rear bogies. The vehicle body 10 and the bogie 11 are the vehicle body 100 and the bogie 101 shown in FIG. Between the vehicle body 10 and the bogie 11, a total of four variable damping damper built-in air springs 12 are arranged in the front, rear, left and right.
(130) is interposed. This air spring can reduce vibration 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 some effect was obtained. In the case of this embodiment, it was set to 400 kgf.
【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。The air spring 130 with a built-in variable damping damper shown in FIG. 6 is suitable for a vehicle equipped with a bolsterless truck. In this case, the air spring is replaced to mount the variable damping damper in the vertical direction. You can
【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１
０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１
１、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。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 with free ends is used for the vehicle body 1.
No. 0, and two support systems 11-1 and 11-2 for supporting the elastic beam 10-1 are the front and rear bogies 1 of the vehicle body, respectively.
1. An air spring 12 with a built-in variable damping damper. In addition,
Each symbol 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】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。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. In addition, here, a total of six acceleration sensors 15
However, the required number depends on the vibration mode to be controlled. For example, if only vertical translation, pitching, and primary bending vibration are controlled, at least three acceleration sensors may be used. Alternatively, for pitching or rolling, a rate gyro may be used without using the 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 preferably a servo type in terms of performance. Alternatively, it is possible to use a strain gauge type acceleration sensor.
【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１
５（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１
５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。Next, the structure 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 includes six acceleration sensors 1
The acceleration detection signal output from 5 (1st to 6th) is input. In this mode conversion unit 21, each acceleration sensor 1
Based on the acceleration detected in 5, the vertical translation mode (Fig.
(See (A)), pitching mode (see FIG. 7B),
The modes are expanded into a rolling mode (see FIG. 7C) and a primary bending mode (see FIG. 7D). The expansion of the mode conversion unit 21 is performed according to the following principle.
【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An elastic beam (vehicle body) 10-as shown in FIG.
Taking into account the inertia of 1, the internal viscosity, and the bending rigidity, and letting the vertical displacement z (x, t) of the elastic beam 10-1 be minute, the following partial differential equation is obtained.
【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。[Equation 1] Is established. However, in this “Equation 1”, ρ: = vehicle body mass EI per unit length: = vehicle body bending rigidity μI: = internal viscous damping coefficient li: = position of each support point. Note that δ (x) is a delta function.
【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、ｆa1（ｔ）、ｆa2（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１
２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ｚbc、支持系１１−１、１１−
２の直上での上下変位をそれぞれｚb1、ｚb2とする。Here, as shown in FIG. 2, f 1 (t),
f 2 (t) represents the supporting force of the support systems 11-1 and 11-2 before and after the vehicle body, and f a1 (t) and f a2 (t) are the support systems 11-.
1. Air spring 1 with variable damping damper in 1 and 11-2
2 represents the generated force of the variable damping damper built in 2, and k and c respectively represent the air spring constant and the damping coefficient of the air spring 12 with a built-in variable damping damper. Furthermore, elastic beam 10-
The vertical displacement at the center of 1 is z bc , and the support systems 11-1 and 11-
Vertical displacements immediately above 2 are z b1 and z b2 , respectively.
【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When the partial differential equation of "Equation 1" is expanded into a rigid body motion mode and a bending vibration mode of the vehicle body by a series expansion, the following equation is obtained.
【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。[Equation 2] The expression (2) means the first term on the right side: the term relating to the displacement Z in the vertical translation direction of the vehicle body, the second term on the right side: the term relating to the pitch angle θ of the vehicle body, the third term on the right side and thereafter: the term relating to bending vibration qm of the elastic beam (Corresponding to m = 3 in the case of primary bending of the vehicle body). The above is the development principle of the mode conversion unit 21.
【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。The mode converter 21 is connected to the integrator 22. The integrator 22 includes four integrating circuits corresponding to each mode. The integrator 22 integrates the acceleration of each mode developed by the mode converter 21 to calculate the vehicle body speed. If necessary, the mode conversion unit 21 can remove a component close to DC by subtracting the moving average of the acceleration from the mode expanded acceleration. Performing this operation provides a measure against the drift of the integrator. It is desirable that this integrator has a low gain in an extremely low frequency range in order to prevent drift. Further, 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 by about 30 degrees at 12.4 Hz with respect to the pure integrator.
【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。The integrator 22 is a skyhook gain device 23.
It is connected to the. The skyhook gain device 23 multiplies the vehicle speed calculated by the integrator 22 by the skyhook gain to calculate the necessary damping force for each mode. In this way, by providing the integrator 22 and the skyhook gain device 23 for each mode, it is possible to independently give control characteristics to each vibration mode. The skyhook gain device 23 is connected to the mode conversion / limiter unit 24. In the mode conversion / limiter unit 24, the damping force for each mode calculated by the skyhook gain unit 23 is applied to the air spring with a built-in variable damping damper at each portion (1st to 4th in FIG. 1) of the vehicle body. It is converted into a damping force by the variable damping damper built in the 12. Further, at this time, the mode conversion / limiter unit 24 is provided with a limiter for each mode to specify the maximum damping force in each mode.
【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。The mode conversion / limiter unit 24 is connected to the valve driver 25. This valve driver 25
Has a function of converting a force command for 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 output from the valve driver 25 at each part of the vehicle body drives the valve of the variable damping damper incorporated in each of the first to fourth variable damping damper built-in type air springs 12 to generate the damping force. To control.
【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１０６７ｍ
ｍ、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。Next, a concrete numerical result of a vibration damping control experiment conducted on the railway vehicle having the above-mentioned structure will be described. The vehicle used for this test is a conventional line vehicle (gauge 1067 m
m, body length 19.5 m, weight 26 t). This vehicle has an air spring resonance frequency of 1.3 Hz and a primary bending vibration resonance frequency of 12.4 Hz.
【００３６】軌条輪から一次曲げの固有振動数である１
２．４Ｈｚ０．０２ｍｍ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／Ｈ
ｚ）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。The natural frequency of the primary bending from the rail wheel is 1
Vertical acceleration PSD (unit (m / s 2 ) 2 / H at the center of the vehicle body when excited with a sine wave of 2.4 Hz 0.02 mm
The values of z) are as follows. Note that the numerical value (%) in parentheses is a numerical value indicating how much the PSD is, where (a) 1 is not controlled by the controller 20.
【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％）(A) Results of 12.4 Hz 0.02 mm sine wave excitation (a) Without damping control by the controller 20 PSD value at 12.2 Hz 0.008124
(100%) (b) When only the primary bending mode is controlled by the controller 20. PSD value at 12.2 Hz 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（１
００％）
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（８
２．０％）
１２．２ＨｚにおけるＰＳＤの値 ０．００６４１
（４８．２％）Next, the result when 12.4 Hz 0.02 mm and 1.3 Hz 3 mm sine wave which is the natural frequency of vertical translation are superposed and excited will be shown. (B) Result of 12.4 Hz 0.02 mm + 1.3 Hz 3 mm sine wave excitation (a) Without damping control by controller 20 PSD value at 1.3 Hz 0.1299 (1
00%) PSD value at 12.2 Hz 0.01329
(100%) (b) When only the primary bending mode is controlled by the controller 20 PSD value at 1.3 Hz 0.1065 (8
2.0%) PSD value at 12.2 Hz 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（２
３．１％）
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（２
９．１％）
１２．２ＨｚにおけるＰＳＤの値 ０．００９８０
（７３．７％）(C) When only the vertical translation mode is controlled by the controller 20, the PSD value at 1.3 Hz 0.0300 (2
3.1%) 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 0.0370 (2
9.1%) PSD value at 12.2 Hz 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。In the vibration result of (A), the 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 traveling, the vibration is hardly generated only at the resonance frequency of the primary bending vibration, and for example, vibration with a large stroke may occur at other frequencies as in the vibration condition of (B). Mostly.
【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。In such a case, since the damping force can be generated by utilizing the vibration having a large amplitude and having an appropriate speed, when the control of (b) is performed during the vibration of (B), , The PSD value at 12.2 Hz is halved compared to the case where (a) is not performed, and the effect of reducing 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, whereas the control of (d) is performed.
It can be seen that both vertical translational (rigid) vibrations and primary bending (elastic) vibrations are reduced.
【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。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 built in the air spring but is separately provided. As shown in FIG. 10 (A), pedestals 213 protruding laterally are provided at both left and right ends of the side beam 210 of the dolly 11, and a vertical variable damping damper 215 is interposed between the pedestal 213 and the vehicle body 10. I am wearing. Variable damping damper 215
As shown in FIG. 10 (B) in an enlarged manner, the upper and lower ends of the vehicle body 10 and the bogie 11 are connected via rubber bushes 217 with pins.
It is connected to the. In this example, the variable damping damper 215 is arranged 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 pin and the looseness of the spherical bearing. Also,
The present invention can also be applied to a bolster truck by mounting a variable damping damper in parallel with the secondary spring.
【００４３】[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。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.
【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]
【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。FIG. 1 is a schematic view showing a vehicle body, a bogie, and a vibration suppression system of a railway vehicle according to an embodiment of the present invention.
【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。FIG. 2 is a mechanical model diagram of a railway vehicle according to an embodiment of the present invention.
【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。FIG. 3 is a block diagram showing a configuration of a vibration damping control device for a railway vehicle according to an embodiment of the present invention.
【図４】鉄道車両（客車）の一例を示す側面図である。FIG. 4 is a side view showing an example of a railway vehicle (passenger car).
【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。5 is an exploded perspective view showing a configuration of a truck in the vehicle shown in FIG.
【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。FIG. 6 is a cross-sectional view showing a configuration of an air spring with a built-in variable damping damper, which was filed by one of the present inventors as Japanese Patent Application No. 10-343624.
【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。FIG. 7 is a schematic diagram for explaining a form of vertical vibration of a vehicle body of a railway vehicle.
【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。FIG. 8 is a diagram showing the concept of a conventional full-active vehicle vibration suppression technology. FIG. 8A is a diagram of a mechanism model of a flexible structure elastic vehicle body, and FIG. 8B is an explanatory diagram of a centralized control (optimal control for each mode) system.
【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。FIG. 9 is a diagram showing a mechanism model of a railway vehicle having a conventional dynamic damper type vibration suppression device.
【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。FIG. 10 is a diagram schematically showing the structure of a railway vehicle according to another embodiment of the present invention.
１０ 車体 １０−１ 弾
性はり
１１ 台車 １１−１、１
１−２ 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 ２１２ ２次
ばね
２１３ 台 ２１５ ダン
パ
２１７ ピン付きゴムブッシュ10 vehicle body 10-1 elastic beam 11 bogie 11-1, 1
1-2 Support system 12 Air spring with built-in variable damping damper 15 Acceleration sensor 20 Controller 21 Mode converter 22 Integrator 23 Skyhook gain device 24 Mode converter / limiter 25 Valve driver 100 Vehicle body 101 Bolsterless truck 102 Vehicle body support device 105 Wheels 106 axle 107 wheel axle 108 bearing box 109 axial spring 110 side beam 111 upper surface plate 112 lower surface plate 113 flexible film 114 member 115 sliding plate 116 height adjusting 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 damping damper built-in air spring 210 Side beam 212 Secondary spring 213 units 215 Damper 217 Rubber bush with pin
Claims (2)
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、前記車体の一次曲げ振動を低減
する制振制御手段と、 を具備することを特徴とする鉄道車両。1. A vehicle body, two bogies for supporting the vehicle body in front and rear directions, a vehicle body supporting device and a variable damping damper in a vertical direction interposed between each bogie and the vehicle body, front, middle and A sensor, which is arranged later, for detecting the vertical vibration of the vehicle body and a control for receiving the input signal detected by the sensor to control the damping force of the variable damping damper to reduce the primary bending vibration of the vehicle body. A railcar comprising: a vibration control means;
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に分解し、
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することを特徴とする
請求項１記載の鉄道車両。2. The vibration suppression control means decomposes the signal detected by the sensor into a vertical translation mode of the vehicle body, a pitching mode, a rolling mode and a primary bending mode,
The railway vehicle according to claim 1, wherein a set value of the variable damping damper is calculated corresponding to each of these modes, and a command is issued to the damper.
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Cited By (8)
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