JP2004100918A

JP2004100918A - Vibration damping equipment

Info

Publication number: JP2004100918A
Application number: JP2002267158A
Authority: JP
Inventors: Shinji Mitsuta; 光田　慎治; Hideki Tsuji; 辻　英樹; Masaru Uenoyama; 上野山　勝; Hitoshi Negoro; 根來　仁
Original assignee: Komatsu Ltd
Current assignee: Komatsu Ltd
Priority date: 2002-09-12
Filing date: 2002-09-12
Publication date: 2004-04-02

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To simplify a control rule and a device and to improve damping performance along all frequency ranges. <P>SOLUTION: A controller 7 determines whether a product v1(v1-v2) of spring upper absolute velocity v1 and relative velocity between spring upper and spring lower v1-v2 is more than zero or not, that is, whether the product v1(v1-v2) is a positive value (and 0) or a negative value (first rule; drawing 6(a)). Under this first rule, in case of determining that the product v1(v1-v2) of the spring upper absolute velocity v1 and the relative velocity between the spring upper and the spring lower v1-v2is the positive value (and 0), the controller 7 further determines whether a product x1(v1-v2) of spring upper absolute displacement x1 and the absolute velocity between the spring upper and the spring lower v1-v2 is more than zero (and 0), that is, whether the product x1(v1-v2) is the positive value (and 0) or a negative value (second rule; drawing 6(b)). Thereafter, ON and OFF of an opening of a diaphragm 4 is switched over to each other in accordance with a combination of a determination result of the first rule and a determination result of the second rule. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は鉄道車両、除振台等の産業機械、建設機械のシートなどに用いられる空気ばね装置に関し、特に空気ばね装置に内蔵した絞り（オリフィス）を制御することにより振動を減衰させる装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
鉄道車両、除振台等の産業機械、建設機械のシートなどには、各種サスペンションを低剛性化するために空気ばねが用いられている。
【０００３】
しかし空気ばね自体は減衰が小さいため、ダンパを空気ばねと別置きに設けて減衰を付加する方法が一般的である。
【０００４】
（従来技術１）
後掲する非特許文献１には、図１（ａ）に示す２室型空気ばね１を図２（ｂ）に示す３要素型バネマス系でモデル化した場合に、共振ピークを最小にする最適な減衰係数が存在することが示されている。しかし定点理論により定点が存在するため共振ピークの低減にも限界が存在するとも記載されている。また２室型空気ばねを最適な減衰係数に設定した場合には、高周波における振動絶縁性能が減衰係数を最小にした場合と比較して悪化することが示されている。
【０００５】
また非特許文献１には絞り４を可変絞りにする構成が記載されている。
【０００６】
（従来技術２）
後掲する特許文献１には、スカイフックダンパの理論を用いて、図１（ａ）に示す絞り４の開口面積（オリフィスの径）を連続的に変化させる制御方法（連続制御型のスカイフック制御）が記載されている。
【０００７】
すなわち上記（１）式における減衰係数ｃを、下記（２）式に示される減衰係数ｃに置き換え、ばね上絶対速度ｖ１、ばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の値に応じて連続的に変化させる。
【０００８】
ｃ＝ｖ１／（ｖ１−ｖ２）Ｃｖ　…（２）
ただしＣｖは、図１（ｃ）に示されるスカイフック減衰による減衰係数である。
【０００９】
上記（２）式にしたがい絞り４の開口面積を連続可変制御することにより、高周波領域における振動絶縁性能（減衰性能）が、上記従来技術２に開示される最適減衰の場合よりも向上する。
【００１０】
（従来技術３）
また特許文献１には、上記（１）式における減衰係数ｃを、下記（３）式に示されるように、オンオフ的に切り換えるオンオフ型のスカイフック制御が記載されている。
【００１１】
ｃ＝ｃｈ（ｖ１（ｖ１−ｖ２）≧０），
ｃＬ（ｖ１（ｖ１−ｖ２）＜０）　…（３）
ただしｃｈ＞ｃＬ≧０である。
【００１２】
この特許文献１には上記（３）式にしたがい絞り４の開口面積を大（ｃ＝ｃＬ）、小（ｃ＝ｃｈ）にオンオフ的に切り換える制御を行うと、切換え時に振動が発生する問題がある旨記載されている。
【００１３】
（特許文献１）
特開平６−２３９２３０号公報
（非特許文献１）
小柳，空気ばね防振系の最適設計法，機論，４９−４３９，ｐ．４１０，１９８３
【発明が解決しようとする課題】
上記従来技術２に示される連続可変制御を実現するためには、上記（２）式にしたがい、ばね上絶対速度ｖ１、ばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の値に応じて、絞り４の開口面積を連続的に変化させなければならないため、制御則が複雑になり、デバイスが複雑になる。このため空気ばねの制御装置の構成が複雑になり装置コストが上昇するおそれがある。これに対して上記従来技術３に示されるオンオフ切換制御を実現するためには、上記（３）式にしたがい、ｖ１（ｖ１−ｖ２）が０以上であるか否かの判別結果に応じて、絞り４の開口面積を二値的に切り換えるだけでよいので、制御則が簡単で、デバイスが簡易なものとなる。このため空気ばねの制御装置の構成を簡易化でき装置コストを低減させることができる。
【００１４】
また上記従来技術２の連続制御型のスカイフック制御にせよ、上記従来技術３のオンオフ型のスカイフック制御にせよ、絞りの応答遅れにより特に共振周波数付近での振動低減効果が損なわれることが本発明者らによって明らかになった。
【００１５】
本発明はこうした実状に鑑みてなされたものであり、制御則、デバイスを簡易なものとするとともに、全周波数域にわたり減衰性能を向上させることを解決課題とするものである。
【００１６】
【課題を解決するための手段および効果】
第１発明は、
２室（２、３）を有する空気ばね（１）と、
前記２室（２、３）の間に設けられた絞り（４）と、
前記空気ばね（１）のばね上の絶対変位（ｘ１）、前記空気ばね（１）のばね上の絶対速度（ｖ１）、前記空気ばね（１）のばね上、ばね下間の相対速度（ｖ１−ｖ２）をそれぞれ計測する計測手段（７、８、９、１０）と、
ばね上絶対速度（ｖ１）とばね上ばね下間相対速度（ｖ１−ｖ２）との積が零以上であるか否かを判定し、ばね上絶対速度（ｖ１）とばね上ばね下間相対速度（ｖ１−ｖ２）との積が零以上である場合には、更にばね上絶対変位（ｘ１）とばね上ばね下間相対速度（ｖ１−ｖ２）あるいはばね上の絶対速度（ｖ１）との積が零以上であるか否かを判定する判定手段（７）と、
前記判定手段（７）の判定結果に応じて、前記絞り（４）の開口面積を切り換える制御手段（７）と
を具え振動減衰装置であることを特徴とする。
【００１７】
第２発明は、
２室（２、３）を有する空気ばね（１）と、
前記２室（２、３）の間に設けられた絞り（４）と、
前記空気ばね（１）のばね上の絶対変位（ｘ１）、前記空気ばね（１）のばね上の絶対速度（ｖ１）、前記空気ばね（１）のばね上、ばね下間の相対速度（ｖ１−ｖ２）をそれぞれ計測する計測手段（７、８、９、１０）と、
ばね上絶対速度（ｖ１）のばね上ばね下間相対速度（ｖ１−ｖ２）に対する商が零よりも大きい所定値以上であるか否かを判定し、ばね上絶対速度（ｖ１）のばね上ばね下間相対速度（ｖ１−ｖ２）に対する商が前記所定値以上である場合には、更にばね上絶対変位（ｘ１）とばね上ばね下間相対速度（ｖ１−ｖ２）あるいはばね上の絶対速度（ｖ１）との積が零以上であるか否かを判定する判定手段（７）と、
前記判定手段（７）の判定結果に応じて、前記絞り（４）の開口面積を切り換える制御手段（７）と
を具えた振動減衰装置であることを特徴とする。
【００１８】
第１発明によれば、以下の「スカイフック可変剛性制御」が実行される。
【００１９】
・スカイフック可変剛性制御
コントローラ７では、図６に示す制御則にしたがいスカイフック可変剛性制御を実行する。
【００２０】
この制御では、まず、ばね上絶対速度ｖ１とばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の積ｖ１（ｖ１−ｖ２）が零以上であるか否か、つまり積ｖ１（ｖ１−ｖ２）が正の値（および０）をとるか負の値をとるかかが判定される（第１則；図６（ａ））。
【００２１】
この第１則で、ばね上絶対速度ｖ１とばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の積ｖ１（ｖ１−ｖ２）が零以上つまり積ｖ１（ｖ１−ｖ２）が正の値（および０）であると判定された場合には、更に、ばね上絶対変位ｘ１とばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の積ｘ１（ｖ１−ｖ２）が零以上であるか否か、つまり積ｘ１（ｖ１−ｖ２）が正の値（および０）をとるか負の値をとるかが判定される（第２則；図６（ｂ））。
【００２２】
そして、以下の制御則に示されるように第１則の判定結果と、第２則の判定結果の組合せに応じて、絞り４の開口のオン（開）、オフ（閉）が切り換えられる。
【００２３】
「ｖ１（ｖ１−ｖ２）≧０（第１則の判定結果）かつｘ１（ｖ１−ｖ２）＞０（第２則の判定結果）」ならば、「絞り４の開口をオフ（閉）にする。」
「ｖ１（ｖ１−ｖ２）≧０（第１則の判定結果）かつｘ１（ｖ１−ｖ２）＜０（第２則の判定結果）」ならば、「絞り４の開口をオン（開）にする。」
「ｖ１（ｖ１−ｖ２）＜０（第１則の判定結果）」ならば第２則の判定結果いかんにかかわらず「絞り４の開口をオン（開）にする。」
この制御則にしたがい制御することで、図１４、図１５のＬＮ７に示されるように、全周波数域に渡り、ばね下からばね上への振動伝達率が低減し、減衰性能が飛躍的に向上する。また上記制御則にしたがい絞り４の開口面積を二値的に切り換えるだけでよいので、制御則を簡単なものとすることができ、絞り４として安価なオンオフバルブを使用できるなどデバイスを簡易なものにすることができる。このため空気ばねの制御装置の構成を簡易化でき装置コストを低減させることができる。
【００２４】
第２発明によれば、以下の「補償型スカイフック可変剛性制御」が実行される。
【００２５】
・補償型スカイフック可変剛性制御
上述したスカイフック可変剛性制御を実行する代わりに図７に示す制御則にしたがい応答遅れ型スカイフック可変剛性制御を実行してもよい。
【００２６】
この制御では、まず、ばね上絶対速度ｖ１のばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２に対する商ｖ１／（ｖ１−ｖ２）が所定値Ｃｅ／Ｃｖ以上であるか否かが判定される（第１則；図７（ａ））。
【００２７】
この第１則で、ばね上絶対速度ｖ１のばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２に対する商ｖ１／（ｖ１−ｖ２）が所定値Ｃｅ／Ｃｖ以上であると判定された場合には、更に、ばね上絶対変位ｘ１とばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の積ｘ１（ｖ１−ｖ２）が零以上であるか否か、つまり積ｘ１（ｖ１−ｖ２）が正の値（および０）をとるか負の値をとるかが判定される（第２則；図７（ｂ））。
【００２８】
そして、以下の制御則に示されるように第１則の判定結果と、第２則の判定結果の組合せに応じて、絞り４の開口のオン（開）、オフ（閉）が切り換えられる。
【００２９】
「ｖ１／（ｖ１−ｖ２）≧Ｃｅ／Ｃｖ（第１則の判定結果）かつｘ１（ｖ１−ｖ２）＞０（第２則の判定結果）」ならば、「絞り４の開口をオフ（閉）にする。」
「ｖ１／（ｖ１−ｖ２）≧Ｃｅ／Ｃｖ（第１則の判定結果）かつｘ１（ｖ１−ｖ２）＜０（第２則の判定結果）」ならば、「絞り４の開口をオン（開）にする。」
「ｖ１／（ｖ１−ｖ２）＜Ｃｅ／Ｃｖ（第１則の判定結果）」ならば第２則の判定結果いかんにかかわらず「絞り４の開口をオン（開）にする。」
この制御則にしたがい制御することで、図１７、図１８のＬＮ１０に示されるように、全周波数域に渡り、ばね下からばね上への振動伝達率が低減し、減衰性能が飛躍的に向上する。また第１発明と同様に、制御則が簡単なものとなり、絞り４としてオンオフバルブを使用できるなどデバイスを簡易にすることができる。更に第２発明では、絞り４の応答遅れの影響が補償されて、特に高周波での振動絶縁性能が更に向上する。
【００３０】
なお上記第２則では、ばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の代わりにばね上絶対速度ｖ１を用いてもよい。
【００３１】
【発明の実施の形態】
以下図面を参照して実施の形態について説明する。
【００３２】
図１（ａ）は実施形態の振動減衰装置の構成を示す。
【００３３】
車両の車体５と台車６との間には、２室型の空気ばね１が設けられている。２室型空気ばね１は、空気室２と補助空気室３との２室を有しており、これら空気室２と補助空気室３との間に絞り（オリフィス）４が設けられている。絞り４を空気が通過することによって減衰力ｆが発生する。絞り４の開口面積（オリフィスの径）を変化させることによって空気ばね１の剛性、減衰を連動して変化させることができる。絞り４には、オンオフバルブが用いられ、コントローラ７から出力される制御信号ｉに応じて開口がオン（開）、オフ（閉）される。
【００３４】
ばね上である車体５には、ばね上の加速度ｓ１を検出する加速度センサ８、ばね上の絶対変位ｘ１を検出する変位センサ１０が設けられている。ばね下である台車６には、ばね下の加速度ｓ２を検出する加速度センサ９が設けられている。加速度センサ８、９としてはたとえば加速度ピックアップが用いられ、変位センサ１０としてはたとえばレーザ変位センサが用いられる。また、ばね上加速度ｓ１、ばね上絶対変位ｘ１、ばね下加速度ｓ２はオブザーバで推定することも可能である。
【００３５】
加速度センサ８、９、変位センサ１０の検出信号はコントローラ７に入力される。コントローラ７では、加速度センサ８の検出加速度ｓ１が積分演算処理されてばね上の絶対速度ｖ１が求められる。また加速度センサ９の検出加速度ｓ２が積分演算処理されてばね下の絶対速度ｖ２が求められる。またばね上の絶対速度ｖ１とばね下の絶対速度ｖ２との差つまりばね上ばね下間の相対速度ｖ１−ｖ２が求められる。また、ばね上絶対速度ｖ１、ばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２をオブザーバにて直接推定することも可能である。
【００３６】
・スカイフック可変剛性制御
コントローラ７では、後述する図６に示す制御則にしたがいスカイフック可変剛性制御を実行する。
【００３７】
この制御では、まず、ばね上絶対速度ｖ１とばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の積ｖ１（ｖ１−ｖ２）が零以上であるか否か、つまり積ｖ１（ｖ１−ｖ２）が正の値（および０）をとるか負の値をとるかが判定される（第１則；図６（ａ））。
【００３８】
この第１則で、ばね上絶対速度ｖ１とばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の積ｖ１（ｖ１−ｖ２）が零以上つまり積ｖ１（ｖ１−ｖ２）が正の値（および０）であると判定された場合には、更に、ばね上絶対変位ｘ１とばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の積ｘ１（ｖ１−ｖ２）が零以上であるか否か、つまり積ｘ１（ｖ１−ｖ２）が正の値（および０）をとるか負の値をとるかが判定される（第２則；図６（ｂ））。
【００３９】
そして、以下の制御則（後述する第６図）に示されるように第１則の判定結果と、第２則の判定結果の組合せに応じて、絞り４の開口のオン（開）、オフ（閉）が切り換えられる。
【００４０】
「ｖ１（ｖ１−ｖ２）≧０（第１則の判定結果）かつｘ１（ｖ１−ｖ２）＞０（第２則の判定結果）」ならば、「絞り４の開口をオフ（閉）にする。」
「ｖ１（ｖ１−ｖ２）≧０（第１則の判定結果）かつｘ１（ｖ１−ｖ２）＜０（第２則の判定結果）」ならば、「絞り４の開口をオン（開）にする。」
「ｖ１（ｖ１−ｖ２）＜０（第１則の判定結果）」ならば第２則の判定結果いかんにかかわらず「絞り４の開口をオン（開）にする。」
なお上記第２則では、ばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の代わりにばね上絶対速度ｖ１を用いてもよい。すなわち第２則では、ばね上絶対変位ｘ１とばね上絶対速度ｖ１との積ｘ１ｖ１が零以上であるか否か、つまり積ｘ１ｖ１が正の値（および０）をとるか負の値をとるかが判定されることになる。
【００４１】
・補償型スカイフック可変剛性制御
上述した「スカイフック可変剛性制御」を実行する代わりに図７に示す制御則にしたがい「補償型スカイフック可変剛性制御」を実行してもよい。
【００４２】
この制御では、まず、ばね上絶対速度ｖ１のばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２に対する商ｖ１／（ｖ１−ｖ２）が図７で後述する所定値Ｃｅ／Ｃｖ以上であるか否かが判定される（第１則；図７（ａ））。
【００４３】
この第１則で、ばね上絶対速度ｖ１のばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２に対する商ｖ１／（ｖ１−ｖ２）が所定値Ｃｅ／Ｃｖ以上であると判定された場合には、更に、ばね上絶対変位ｘ１とばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の積ｘ１（ｖ１−ｖ２）が零以上であるか否か、つまり積ｘ１（ｖ１−ｖ２）が正の値（および０）をとるか負の値をとるかが判定される（第２則；図７（ｂ））。
【００４４】
そして、以下の制御則（後述する第７図）に示すように第１則の判定結果と、第２則の判定結果の組合せに応じて、絞り４の開口のオン（開）、オフ（閉）が切り換えられる。
【００４５】
「ｖ１／（ｖ１−ｖ２）≧Ｃｅ／Ｃｖ（第１則の判定結果）かつｘ１（ｖ１−ｖ２）＞０（第２則の判定結果）」ならば、「絞り４の開口をオフ（閉）にする。」
「ｖ１／（ｖ１−ｖ２）≧Ｃｅ／Ｃｖ（第１則の判定結果）かつｘ１（ｖ１−ｖ２）＜０（第２則の判定結果）」ならば、「絞り４の開口をオン（開）にする。」
「ｖ１／（ｖ１−ｖ２）＜Ｃｅ／Ｃｖ（第１則の判定結果）」ならば第２則の判定結果いかんにかかわらず「絞り４の開口をオン（開）にする。」
なお上記第２則では、ばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の代わりにばね上絶対速度ｖ１を用いてもよい。すなわち第２則では、ばね上絶対変位ｘ１とばね上絶対速度ｖ１との積ｘ１ｖ１が零以上であるか否か、つまり積ｘ１ｖ１が正の値（および０）をとるか負の値をとるかが判定されることになる。
【００４６】
以下、上述した「スカイフック可変剛性制御」および「補償型スカイフック可変剛性制御」の原理およびこれら制御の有効性について説明する。　なお実験装置では、図１（ａ）に示す絞り４として、コントローラ７から出力される制御信号ｉに応じて開口が連続的に変化する比例制御弁を、オンオフバルブの代わりに使用した。
【００４７】
図１（ａ）に示す空気ばね１は、図２（ａ）、（ｂ）に示すようにモデル化することができる。
【００４８】
すなわち空気ばね１の有効受圧面積をＡｅ、空気ばね１の内圧をＰ０、大気圧をＰａｔ、、空気室２の内容積をＶａ、補助空気室３の内容積をＶｂ、空気の標準状態における密度をρ０、ポリトロープ指数をｎ、流量定数をＲ、ばね上質量をｍとしたとき、２室型空気ばね１の振動モデルは図２（ａ）に示すバネマス系と等価になる。パラメータは下記（４）式に示す通りである。
【００４９】
（数式１）

２室型空気ばね１は有効受圧面積Ａｅの変化がほとんどないのでバネ項ｋ２をほぼ０と置くことができ、図２（ｂ）に示す３要素モデルとみなすことができる。
【００５０】
図２（ｂ）に示す３要素モデルでは、振動系の周波数応答曲線において、減衰の大きさに関係なく定まる特定な定点が定点理論によって成立する。ここで定点を最大値にする最適条件があれば、その最適条件で共振ピークが最小となる。減衰係数が下記（５）式に示される値Ｃｏｐｔをとるとき最適条件となり、このＣｏｐｔを最適減衰（係数）と呼ぶ。
【００５１】
（数式２）

図８はパッシブ系の周波数応答の実験結果を示す。実験装置では、加振周波数を０〜７Ｈｚの範囲で空気ばね１に振動を加えた。そして絞り４の開口面積を変化させ、周波数応答曲線を計測した。図８における横軸は周波数（Ｈｚ）で、縦軸はばね下からばね上への振動伝達率（ｘ１／ｘ２）である。なお後述する図９〜図１８における横軸、縦軸は図８と共通するものである。
【００５２】
絞り４を全閉にして減衰係数ｃを最も大きな値Ｃｈにした場合（以下最大減衰）には、周波数応答曲線ＬＮ１が得られた。絞り４を全開にして減衰係数ｃを最も小さな値Ｃｅにした場合（以下最小減衰）には、周波数応答曲線ＬＮ２が得られた。上記（５）式に示される最適減衰係数Ｃｏｐｔが得られるように絞り４の開口面積を調整した場合（以下最適減衰）には、周波数応答曲線ＬＮ３が得られた。ただしＣｅ＜Ｃｏｐｔ＜Ｃｈなる関係が成立するものとする。
【００５３】
同図８に示されるように、絞り４を全閉にした最大減衰の場合には（曲線ＬＮ１）、共振ピーク値が最も大きく高周波領域での振動絶縁性が最も悪いことがわかる。また絞り４を全開にした最小減衰の場合には（曲線ＬＮ２）、共振ピークは低周波に移行し、曲線ＬＮ１の場合よりも共振ピーク値が低くなり高周波領域での振動絶縁性が改善されているのがわかる。さらに絞り４を最適に調整して最適減衰にした場合には（曲線ＬＮ３）、共振ピーク値が最も低くなり高周波領域での振動絶縁性が最大減衰（曲線ＬＮ１）よりも改善されるものの最小減衰（曲線ＬＮ２）よりも悪化しているのがわかる。
【００５４】
このように振動伝達率は定点を通ることがわかる。また減衰係数ｃを高くすることにより共振周波数が低周波から高周波方向に移動し、共振ピーク値の周波数が変わる。すなわち系全体のバネ剛性が変化することがわかる。共振ピーク値の高さが変わることにより減衰も同時に変化していることがわかる。
【００５５】
しかしながら減衰係数ｃを最適減衰係数Ｃｏｐｔに調整したとしても共振域での共振倍率を低下させることができるものの高周波領域での振動絶縁効果の改善はそれほど図れず限界があることがわかる。
【００５６】
つぎにスカイフック制御について説明する。
【００５７】
図１（ｂ）に示す２室型空気ばね１は、図１（ｃ）に示されるスカイフックダンパにモデル化することができる。スカイフックダンパは仮想的な壁にダンパが取り付けらればね上の動きに対して減衰力ｆが働くダンパである。
【００５８】
すなわち図１（ｃ）に示されるスカイフック減衰による減衰係数をＣｖとしたとき、スカイフック減衰によって発生する減衰力ｆは以下のように表される。
【００５９】
ｆ＝−Ｃｖ・ｖ１　…（６）
一方パッシブなダンパによって発生する減衰力ｆは、
ｆ＝ｃ（ｖ１−ｖ２）…（１）
で表される。そこで上記（６）式と（１）式からスカイフック制御の減衰係数ｃがつぎのように求められる。
【００６０】
ｃ＝ｖ１／（ｖ１−ｖ２）Ｃｖ　…（２）
図８からわかるように減衰係数ｃがＣｅ（曲線ＬＮ２）から最適減衰係数Ｃｏｐｔ（曲線ＬＮ３）に変化する減衰領域では、１自由度バネマス系での可変減衰とみなすことができる。そこでこの減衰領域Ｃｅ〜Ｃｏｐｔ（以下、可変減衰領域）で上記（２）式の減衰係数ｃを下記（７）式に示すように変化させる。
【００６１】

このように減衰係数ｃを、ばね上絶対速度ｖ１、ばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２の値に応じて連続的に変化させるスカイフック制御のことを連続制御型のスカイフック制御と呼ぶことにする。
【００６２】
図９は連続制御型のスカイフック制御の周波数応答の実験結果を示す。上記（７）式にしたがい絞り４の開口面積を連続可変制御した。
【００６３】
図９に曲線ＬＮ４で示すように、連続制御型のスカイフック制御を実行した場合には、振動伝達率は低周波では最適減衰（曲線ＬＮ３）並に低下し高周波では最小減衰（曲線ＬＮ２）並に低下しており、連続制御型のスカイフック制御が最適減衰や最小減衰と比較して有効であることがわかる。
【００６４】
つぎにオンオフ型のスカイフック制御について説明する。
【００６５】
オンオフ型のスカイフック制御とは、図３に示す制御則にしたがい減衰係数ｃがオンオフ的に切り換えられるスカイフック制御のことである。図３の縦軸はばね上絶対速度ｖ１であり、横軸はばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２である。図３の第１象限または第３象限に存在する場合には減衰係数ｃが最適減衰係数Ｃｏｐｔをとり（減衰係数は大）、図３の第２象限または第４象限に存在する場合には減衰係数ｃが最小減衰係数Ｃｅをとる（減衰係数は小）ように減衰係数ｃが切り換えられ、それは次式で表される。
【００６６】
ｃ＝Ｃｏｐｔ（ｖ１（ｖ１−ｖ２）≧０の場合），Ｃｅ（ｖ１（ｖ１−ｖ２）＜０の場合）　…（８）
図１０はオンオフ型のスカイフック制御の周波数応答のシミュレーション結果を示す。また図１１はオンオフ型のスカイフック制御の周波数応答の実験結果を示す。上記（８）式にしたがい絞り４の開口面積をオンオフ的に切り換え制御した。
【００６７】
図１０、図１１に曲線ＬＮ５で示すように、オンオフ型のスカイフック制御を実行した場合には、振動伝達率は低周波では最適減衰（曲線ＬＮ３）並に低下したものの高周波では図９の連続制御型のスカイフック制御（図９の曲線ＬＮ４）と比較して振動絶縁性が悪化しているのがわかる。連続制御型と比べてオンオフ型では、特に高周波で減衰が強めにかかる傾向があり、そのため振動絶縁効果が悪化したと考えられる。
【００６８】
また連続制御型のスカイフック制御（図９の曲線ＬＮ４）、オンオフ型のスカイフック制御（図１０、図１１の曲線ＬＮ５）共に、最適減衰（曲線ＬＮ３）よりも良い応答が得られたものの、定点を大きく下回ることができないという限界があることがわかる。
【００６９】
このように可変減衰領域でのスカイフック制御では連続制御型にせよオンオフ型にせよ、特に共振周波数付近での振動低減効果に限界がある。そこで可変領域を可変剛性領域まで広げて、より高い振動抑制効果を得ることを考える。
【００７０】
以下、絞り４のオンオフに応じて剛性が切り換えられるという性質に着目して、可変剛性制御の適用を検討する。
【００７１】
絞り４の開口を全閉したときバネ剛性Ｋは最大となり、これをα１とする。絞り４の開口を全開したときバネ剛性Ｋは最小となり、これをα２とする。各バネ剛性の値α１、α２は、図２の２室型空気ばねモデルのパラメータ（（４）式）を用いて以下のように表すことができる。
【００７２】
α１＝ｋ１　α２＝（Ｎ／Ｎ＋１）ｋ１　…（９）
また図２の２室型空気ばねモデルで減衰を０、内圧は∞とした場合の運動方程式は、減衰項が０となり次式で表すことができる。
【００７３】
ｍｓ１＝−Ｋ（ｘ１−ｘ２）　…（１０）
つぎに可変剛性制御の原理を図４を用いて説明する。
【００７４】
図４（ａ）は剛性Ｋが大きな値α１をとったときの位相面軌跡を示す。図４（ａ）の横軸はばね上絶対変位ｘ１であり、縦軸はばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２である。位相面軌跡は縦のｖ１−ｖ２軸に長い楕円軌道を示す。また図４（ｂ）は図４（ａ）と同じ位相面上で剛性Ｋが小さな値α２（＜α１）をとったときの位相面軌跡を示す。位相面軌跡は横のｘ１軸に長い楕円軌道を示す。
【００７５】
可変剛性制御では、図４（ｃ）に示すように、位相面の第１象限または第３象限に存在する場合には剛性Ｋが大きな値α１をとり（剛性は大）、位相面の第２象限または第４象限に存在する場合には剛性Ｋが小さな値α２をとる（剛性は小）ように、剛性Ｋが切り換えられ、それは次式で表される。
【００７６】
Ｋ＝α１（ｘ１（ｖ１−ｖ２）≧０の場合），α２（ｘ１（ｖ１−ｖ２）＜０の場合）　…（１１）
このような可変剛性制御を行うことによって図４（ｃ）に示すように位相面上での軌道は原点に収束し漸近安定なシステムになる。すなわち減衰項がなくても剛性の変化によってみかけ上減衰を付加することができ、振動を抑制することができる。
【００７７】
図５は可変剛性制御の制御則を示す。
【００７８】
図５の縦軸はばね上絶対変位ｘ１であり、横軸はばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２である。図５の第１象限または第３象限に存在する場合には減衰係数ｃが最大減衰係数Ｃｈをとり（減衰係数は大）、図５の第２象限または第４象限に存在する場合には減衰係数ｃが最小減衰係数Ｃｅをとる（減衰係数は小）ように、減衰係数ｃが切り換えられ、それは次式で表される。
【００７９】
ｃ＝Ｃｈ（ｘ１（ｖ１−ｖ２）≧０の場合），Ｃｅ（ｘ１（ｖ１−ｖ２）＜０の場合）　…（１２）
図１２は可変剛性制御の周波数応答のシミュレーション結果を示す。また図１３は可変剛性制御の周波数応答の実験結果を示す。上記（１２）式にしたがい絞り４の開口面積をオンオフ的に切り換え制御した。
【００８０】
図１２、図１３に曲線ＬＮ６で示すように、可変剛性制御を実行した場合には、振動伝達率は低周波では最適減衰（曲線ＬＮ３）を下回るともに図１０、図１１のオンオフ型のスカイフック制御（図１０、図１１の曲線ＬＮ５）を下回っているものの、高周波では振動絶縁性が悪化しているのがわかる。
【００８１】
以上のようにオンオフ型のスカイフック制御では共振倍率を下げることができるが高周波になると振動絶縁性が悪化する（図１０、図１１）。これは図３における制御則において第１象限、第３象限に存在するときの減衰が効き過ぎているためであると考えられる。また可変剛性制御でも高周波における振動絶縁性が悪化する（図１２、図１３）。これは可変剛性制御がパッシブな減衰付加の制御則となっているためである。
【００８２】
そこで図３のスカイフック制御の制御則において、第１象限、第３象限に存在するときに図５の可変剛性制御の制御則を適用することによって、高周波における振動絶縁性が良好となり全周波数に渡り減衰性能が向上すると考えられる。
【００８３】
図６はスカイフック可変剛性制御の制御則を示す。
【００８４】
スカイフック可変剛性制御では、まず図６（ａ）に示すスカイフック制御理論の判定式で第１則の判定が行われる。この結果図６（ａ）の第２象限または第４象限に存在する場合には、図３と同じくスカイフック制御理論にしたがい減衰係数ｃが最小減衰係数Ｃｅをとるように切り換えられる。しかし図６（ａ）の第１象限または第３象限に存在する場合には、図６（ｂ）に移行し可変剛性制御理論の判定式で第２則の判定が行われ、その判定結果に応じて減衰係数ｃが切り換えられる。スカイフック可変剛性制御の制御則は次式で表される。
【００８５】

図１４はスカイフック可変剛性制御の周波数応答のシミュレーション結果を示す。また図１５はスカイフック可変剛性制御の周波数応答の実験結果を示す。上記（１３）式にしたがい絞り４の開口面積をオンオフ的に切り換え制御した。
【００８６】
図１４、図１５に曲線ＬＮ７で示すように、スカイフック可変剛性制御を実行した場合には、高周波における振動絶縁性が良好となり全周波数に渡り減衰性能が向上しているのがわかる。
【００８７】
特に図１４のシミュレーション結果では、共振域での共振倍率が１を下回り、最大減衰（曲線ＬＮ１）よりも良い減衰性能が実現できることがわかった。高周波では最小減衰（曲線ＬＮ２）には及ばないものの、最適減衰（曲線ＬＮ３）よりも振動絶縁性が向上しているのがわかる。
【００８８】
しかしながら図１５の実験結果では、２〜３Ｈｚ付近での振動伝達率が悪化しているのがわかる。この原因は絞り４の応答遅れの影響であると考えられる。
【００８９】
図１６は応答遅れを加えたシミュレーション結果を示す。図１６における曲線ＬＮ８は絞り４に応答遅れを加えていない場合を示し、曲線ＬＮ９は絞り４に所定の時定数の１次遅れ要素を加えた場合を示している。応答遅れを加えた曲線ＬＮ９では、図１５の実験結果と同様に２〜３Ｈｚ付近で振動伝達率が悪化しており、絞り４の応答遅れが制御系に悪影響を及ぼしているのがわかる。
【００９０】
このように図６に示すスカイフック可変剛性制御では、図１５における実験結果をみるかぎり高周波領域での防振性能は十分とはいえない。そこで、これを解決するために、応答遅れを補償することを考える。
【００９１】
図６に示すスカイフック可変剛性制御では、ばね上絶対速度ｖ１とばね上ばね下間相対速度ｖ１−ｖ２との積が正（および０）か負であるかの判定を行うようにしている（図６（ａ）参照）。しかしばね上絶対速度ｖ１が非常に小さい場合には、正負の判定式では正であるが減衰係数ｃはＣｅ以下という場合がある。この状態で最小減衰（ｃ＝Ｃｅ）から最大減衰（ｃ＝Ｃｈ）に切り換えると、必要以上に減衰が大きくなるためにショック等を誘発し防振性が悪化すると考えられる。
【００９２】
そこで、より妥当な切換えを行うために、図７（ａ）に示すよう第１則の横軸ｖ１−ｖ２軸に傾きをもたせる。
【００９３】
図７は補償型スカイフック可変剛性制御の制御則を示す。
【００９４】
補償型スカイフック可変剛性制御では、まず図７（ａ）に示すスカイフック制御理論の判定式で第１則の判定が行われる。ただし図６（ａ）と比較して、第１則の横軸ｖ１−ｖ２軸はＣｅ／Ｃｖに応じた傾きを有している。なお図７（ｂ）における第２則は図６（ｂ）と同じである。
【００９５】
この結果図７（ａ）の第２象限または第４象限に存在する場合には、スカイフック制御理論にしたがい減衰係数ｃが最小減衰係数Ｃｅをとるように切り換えられる。しかし図７（ａ）の第１象限または第３象限に存在する場合には、図７（ｂ）に移行し図６（ｂ）と同様に可変剛性制御理論の判定式で第２則の判定が行われ、その判定結果に応じて減衰係数ｃが切り換えられる。応答遅れを補償したスカイフック可変剛性制御の制御則は次式で表される。
【００９６】

図１７は補償型スカイフック可変剛性制御の周波数応答のシミュレーション結果を示す。また図１８は補償型スカイフック可変剛性制御の周波数応答の実験結果を示す。上記（１４）式にしたがい絞り４の開口面積をオンオフ的に切り換え制御した。
【００９７】
図１７、図１８に曲線ＬＮ１０で示すように、補償型スカイフック可変剛性制御を実行した場合には、図１４、図１５のスカイフック可変剛性制御（曲線ＬＮ７）と比較して、高周波における振動絶縁性が更に良好となり全周波数に渡り減衰性能が向上しているのがわかる。特に図１４に示す実験結果（曲線ＬＮ７）と比較すると図１８の実験結果（曲線ＬＮ１０）の場合には、共振周波数域では共振倍率が１を少し上回るものの２〜３Ｈｚ付近での振動伝達率の悪化が大幅に改善され、高周波域で良好な振動絶縁性を示しているのがわかる。
【００９８】
なお図６（ｂ）の第２則の横軸ｖ１−ｖ２軸をｖ１軸に代えてもよい。この場合、
上記（１３）式の代わりに下記（１３）′式が用いて、スカイフック可変剛性制御が行われる。
【００９９】

同様に図７（ｂ）の第２則の横軸ｖ１−ｖ２軸をｖ１軸に代えてもよい。この場合、上記（１４）式の代わりに下記（１４）′式が用いて、補償型スカイフック可変剛性制御が行われる。
【０１００】

以上のように本実施形態のスカイフック可変剛性制御によれば、全周波数域に渡り、ばね下からばね上への振動伝達率が低減し、減衰性能が飛躍的に向上する。また（１３）式あるいは（１３）′式あるいは（１４）式あるいは（１４）′式に示される制御則（第６図あるいは第７図）にしたがい絞り４の開口面積を二値的に切り換えるだけでよいので、制御則を簡単なものとすることができ、絞り４として安価なオンオフバルブを使用できるなどデバイスを簡易なものにすることができる。このため空気ばね１の制御装置の構成を簡易化でき装置コストを低減させることができる。
【０１０１】
特に補償型スカイフック可変剛性制御を適用した場合には、絞り４の応答遅れの影響が補償されて、特に高周波での振動絶縁性能が更に向上する。
【図面の簡単な説明】
【図１】図１（ａ）は実施形態の振動減衰装置の構成例を示す図で、図１（ｂ）、（ｃ）は図１（ａ）に示す空気ばねで得られる減衰を説明する図である。
【図２】図２（ａ）、（ｂ）は空気ばねをモデル化して示す図である。
【図３】図３はオンオフ型のスカイフック制御の制御則を示す図である。
【図４】図４（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は可変剛性制御の原理を説明する図である。
【図５】図５は可変剛性制御の制御則を示す図である。
【図６】図６（ａ）、（ｂ）はスカイフック可変剛性制御の制御則を示す図である。
【図７】図７（ａ）、（ｂ）は応答遅れを補償したスカイフック可変剛性制御の制御則を示す図である。
【図８】図８はパッシブ系の周波数応答の実験結果を示す図である。
【図９】図９は連続制御型のスカイフック制御の周波数応答の実験結果を示す図である。
【図１０】図１０はオンオフ型のスカイフック制御の周波数応答のシミュレーション結果を示す図である。
【図１１】図１１はオンオフ型のスカイフック制御の周波数応答の実験結果を示す図である。
【図１２】図１２は可変剛性制御の周波数応答のシミュレーション結果を示す図である。
【図１３】図１３は可変剛性制御の周波数応答の実験結果を示す図である。
【図１４】図１４はスカイフック可変剛性制御の周波数応答のシミュレーション結果を示す図である。
【図１５】図１５はスカイフック可変剛性制御の周波数応答の実験結果を示す図である。
【図１６】図１６は応答遅れを加えたシミュレーション結果を示す図である。
【図１７】図１７は応答遅れを補償したスカイフック可変剛性制御の周波数応答のシミュレーション結果を示す図である。
【図１８】図１８は応答遅れを補償したスカイフック可変剛性制御の周波数応答の実験結果を示す図である。
【符号の説明】
１　空気ばね
２　空気室
３　補助空気室
４　絞り（オリフィス）
５　車体（ばね上）
６　台車（ばね下）
７　コントローラ
８、９　加速度センサ
１０　変位センサ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to an air spring device used for a railway vehicle, an industrial machine such as a vibration isolator, a seat of a construction machine, etc., and more particularly to a device for damping vibration by controlling a throttle (orifice) built in the air spring device. It is.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Air springs are used in railroad vehicles, anti-vibration tables and other industrial machines, seats of construction machines, and the like to reduce the rigidity of various suspensions.
[0003]
However, since the air spring itself has a small damping, a method of providing damping separately from the air spring to add damping is generally used.
[0004]
(Prior art 1)
Non-Patent Document 1 described below discloses an optimum method for minimizing the resonance peak when the two-chamber air spring 1 shown in FIG. 1A is modeled by a three-element spring mass system shown in FIG. 2B. It is shown that a large attenuation coefficient exists. However, it is described that there is a limit in reducing the resonance peak because a fixed point exists according to the fixed point theory. Further, it is shown that when the two-chamber air spring is set to the optimum damping coefficient, the vibration insulation performance at high frequencies is deteriorated as compared with the case where the damping coefficient is minimized.
[0005]
Non-Patent Document 1 discloses a configuration in which the diaphragm 4 is changed to a variable diaphragm.
[0006]
(Prior art 2)
Patent Document 1 described later discloses a control method (continuous control type skyhook) in which the opening area (diameter of an orifice) of the diaphragm 4 shown in FIG. Control) is described.
[0007]
That is, the damping coefficient c in the above equation (1) is replaced with the damping coefficient c shown in the following equation (2), and the sprung absolute velocity v1 and the sprung unsprung relative velocity v1-v2 are continuously changed according to the values. Change.
[0008]
c = v1 / (v1-v2) Cv (2)
Here, Cv is an attenuation coefficient due to the skyhook attenuation shown in FIG.
[0009]
By continuously and variably controlling the aperture area of the diaphragm 4 according to the above equation (2), the vibration isolation performance (attenuation performance) in a high-frequency region is improved as compared with the case of the optimal attenuation disclosed in the above-described prior art 2.
[0010]
(Prior art 3)
Patent Document 1 discloses an on-off type skyhook control in which the attenuation coefficient c in the above equation (1) is switched on and off as shown in the following equation (3).
[0011]
c = ch (v1 (v1-v2) ≧ 0),
cL (v1 (v1-v2) <0) (3)
However, ch> cL ≧ 0.
[0012]
This patent document 1 has a problem that if control is performed to switch the aperture area of the diaphragm 4 on and off between large (c = cL) and small (c = ch) according to the above equation (3), vibration occurs at the time of switching. It is stated that there is.
[0013]
(Patent Document 1)
JP-A-6-239230
(Non-Patent Document 1)
Koyanagi, Optimum design method of air spring vibration isolation system, theory, 49-439, p. 410, 1983
[Problems to be solved by the invention]
In order to realize the continuous variable control shown in the prior art 2, according to the above equation (2), the diaphragm 4 is controlled in accordance with the values of the sprung absolute speed v1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2. Since the opening area must be continuously changed, the control law becomes complicated and the device becomes complicated. For this reason, the configuration of the control device for the air spring may be complicated and the cost of the device may increase. On the other hand, in order to realize the on / off switching control shown in the above-mentioned prior art 3, according to the above equation (3), according to the determination result of whether or not v1 (v1−v2) is 0 or more, Since it is only necessary to switch the aperture area of the aperture 4 in a binary manner, the control law is simple and the device is simple. Therefore, the configuration of the control device for the air spring can be simplified, and the cost of the device can be reduced.
[0014]
Regardless of the continuous control type skyhook control of the related art 2 or the on / off type skyhook control of the related art 3, the response delay of the diaphragm impairs the vibration reduction effect especially at the resonance frequency. It was made clear by the inventors.
[0015]
The present invention has been made in view of such a situation, and has as its object to simplify the control rules and devices and to improve the attenuation performance over the entire frequency range.
[0016]
Means and effects for solving the problem
The first invention is
An air spring (1) having two chambers (2, 3);
An aperture (4) provided between the two chambers (2, 3);
Absolute displacement (x1) of the air spring (1) on the spring, absolute speed (v1) of the air spring (1) on the spring, relative speed (v1) between the sprung and unsprung state of the air spring (1) -V2) measuring means (7, 8, 9, 10) for measuring
It is determined whether the product of the sprung absolute speed (v1) and the sprung unsprung relative speed (v1-v2) is equal to or greater than zero, and the sprung absolute speed (v1) and the sprung unsprung relative speed are determined. If the product of (v1-v2) is zero or more, the product of the sprung absolute displacement (x1) and the sprung unsprung relative speed (v1-v2) or the sprung absolute speed (v1) is further obtained. Determining means (7) for determining whether or not is greater than or equal to zero;
Control means (7) for switching the aperture area of the diaphragm (4) according to the result of the judgment by the judgment means (7);
And a vibration damping device.
[0017]
The second invention is
An air spring (1) having two chambers (2, 3);
An aperture (4) provided between the two chambers (2, 3);
Absolute displacement (x1) of the air spring (1) on the spring, absolute speed (v1) of the air spring (1) on the spring, relative speed (v1) between the sprung and unsprung state of the air spring (1) -V2) measuring means (7, 8, 9, 10) for measuring
It is determined whether the quotient of the sprung absolute speed (v1) to the sprung unsprung relative speed (v1-v2) is equal to or greater than a predetermined value larger than zero, and the sprung spring having the sprung absolute speed (v1) is determined. If the quotient with respect to the lower relative speed (v1-v2) is equal to or greater than the predetermined value, the sprung absolute displacement (x1) and the sprung relative speed (v1-v2) or the sprung absolute speed (v1−v2) are further determined. determining means (7) for determining whether or not the product with v1) is zero or more;
Control means (7) for switching the aperture area of the diaphragm (4) according to the result of the judgment by the judgment means (7);
A vibration damping device comprising:
[0018]
According to the first invention, the following “sky hook variable stiffness control” is executed.
[0019]
・ Sky hook variable rigidity control
The controller 7 executes the skyhook variable stiffness control according to the control rule shown in FIG.
[0020]
In this control, first, whether the product v1 (v1-v2) of the sprung absolute speed v1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 is equal to or greater than zero, that is, the product v1 (v1-v2) is positive It is determined whether to take a value (and 0) or a negative value (first rule; FIG. 6A).
[0021]
According to the first rule, the product v1 (v1-v2) of the sprung absolute speed v1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 is zero or more, that is, the product v1 (v1-v2) is a positive value (and 0). If it is determined that there is, the product x1 (v1-v2) of the sprung absolute displacement x1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 is not less than zero, that is, the product x1 (v1-v2). It is determined whether v2) takes a positive value (and 0) or a negative value (second rule; FIG. 6B).
[0022]
Then, as shown in the following control law, the opening of the aperture 4 is switched on (open) and off (closed) in accordance with a combination of the determination result of the first rule and the determination result of the second rule.
[0023]
If “v1 (v1−v2) ≧ 0 (determination result of the first rule) and x1 (v1−v2)> 0 (determination result of the second rule)”, “turn off (close) the aperture of the diaphragm 4”. . "
If “v1 (v1−v2) ≧ 0 (determination result of the first rule) and x1 (v1−v2) <0 (determination result of the second rule)”, “turn on (open) the aperture of diaphragm 4”. . "
If “v1 (v1−v2) <0 (determination result of the first rule)”, “the aperture of the diaphragm 4 is turned on (open)” regardless of the determination result of the second rule.
By controlling according to this control law, as shown by LN7 in FIGS. 14 and 15, the transmission rate of vibration from unsprung to sprung is reduced over the entire frequency range, and the damping performance is dramatically improved. I do. Further, since it is only necessary to switch the aperture area of the diaphragm 4 in a binary manner in accordance with the above control law, the control law can be simplified, and a simple device such as an inexpensive on / off valve can be used as the diaphragm 4. Can be Therefore, the configuration of the control device for the air spring can be simplified, and the cost of the device can be reduced.
[0024]
According to the second invention, the following “compensation type skyhook variable stiffness control” is executed.
[0025]
・ Sky hook variable rigidity control with compensation
Instead of executing the above-described skyhook variable stiffness control, a response delay type skyhook variable stiffness control may be executed according to a control law shown in FIG.
[0026]
In this control, first, it is determined whether the quotient v1 / (v1-v2) of the sprung absolute speed v1 to the sprung unsprung relative speed v1-v2 is equal to or greater than a predetermined value Ce / Cv (first). Rule; FIG. 7A).
[0027]
When the first rule determines that the quotient v1 / (v1-v2) of the sprung absolute speed v1 to the sprung unsprung relative speed v1-v2 is equal to or more than a predetermined value Ce / Cv, Whether the product x1 (v1-v2) of the sprung absolute displacement x1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 is equal to or greater than zero, that is, the product x1 (v1-v2) takes a positive value (and 0) It is determined whether the value is taken or a negative value is taken (second rule; FIG. 7B).
[0028]
Then, as shown in the following control law, the opening of the aperture 4 is switched on (open) and off (closed) in accordance with a combination of the determination result of the first rule and the determination result of the second rule.
[0029]
If “v1 / (v1−v2) ≧ Ce / Cv (judgment of the first rule) and x1 (v1−v2)> 0 (judgment of the second rule)”, “turn off (close) the aperture of the diaphragm 4 ). "
If “v1 / (v1−v2) ≧ Ce / Cv (judgment result of the first rule) and x1 (v1−v2) <0 (judgment result of the second rule)”, then “open the aperture of the diaphragm 4 (open) ). "
If “v1 / (v1−v2) <Ce / Cv (determination result of the first rule)”, “irrespective of the determination result of the second rule,“ turn on the aperture 4 (open) ”.
By controlling according to this control law, as shown by LN10 in FIGS. 17 and 18, the vibration transmission rate from unsprung to sprung is reduced over the entire frequency range, and the damping performance is dramatically improved. I do. Further, similarly to the first invention, the control law is simplified, and the device can be simplified, for example, an on / off valve can be used as the diaphragm 4. Further, in the second aspect, the effect of the response delay of the diaphragm 4 is compensated, and the vibration insulation performance particularly at high frequencies is further improved.
[0030]
In the second rule, the sprung absolute speed v1 may be used instead of the sprung unsprung relative speed v1-v2.
[0031]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Embodiments will be described below with reference to the drawings.
[0032]
FIG. 1A shows the configuration of the vibration damping device according to the embodiment.
[0033]
A two-chamber air spring 1 is provided between the vehicle body 5 and the bogie 6 of the vehicle. The two-chamber air spring 1 has two chambers, an air chamber 2 and an auxiliary air chamber 3, and a throttle (orifice) 4 is provided between the air chamber 2 and the auxiliary air chamber 3. When the air passes through the throttle 4, a damping force f is generated. By changing the opening area (diameter of the orifice) of the throttle 4, the rigidity and damping of the air spring 1 can be changed in conjunction. An on / off valve is used for the diaphragm 4, and the opening is turned on (open) and turned off (closed) in accordance with a control signal i output from the controller 7.
[0034]
An acceleration sensor 8 for detecting an acceleration s1 on the spring and a displacement sensor 10 for detecting an absolute displacement x1 on the spring are provided on the vehicle body 5 on the sprung body. An unsprung truck 6 is provided with an acceleration sensor 9 for detecting unsprung acceleration s2. As the acceleration sensors 8 and 9, for example, an acceleration pickup is used, and as the displacement sensor 10, for example, a laser displacement sensor is used. Further, the sprung acceleration s1, the sprung absolute displacement x1, and the unsprung acceleration s2 can be estimated by an observer.
[0035]
Detection signals from the acceleration sensors 8 and 9 and the displacement sensor 10 are input to the controller 7. In the controller 7, the acceleration s1 detected by the acceleration sensor 8 is integrated and processed to determine the absolute velocity v1 on the spring. In addition, the acceleration s2 detected by the acceleration sensor 9 is subjected to integral calculation processing to determine the unsprung absolute velocity v2. Further, a difference between the absolute speed v1 above the sprung portion and the absolute speed v2 below the unsprung portion, that is, a relative speed v1-v2 between the sprung portion and the unsprung portion is obtained. Further, the sprung absolute speed v1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 can be directly estimated by an observer.
[0036]
・ Sky hook variable rigidity control
The controller 7 executes skyhook variable stiffness control according to a control rule shown in FIG.
[0037]
In this control, first, whether the product v1 (v1-v2) of the sprung absolute speed v1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 is equal to or greater than zero, that is, the product v1 (v1-v2) is positive It is determined whether it takes a value (and 0) or a negative value (first rule; FIG. 6A).
[0038]
According to the first rule, the product v1 (v1-v2) of the sprung absolute speed v1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 is zero or more, that is, the product v1 (v1-v2) is a positive value (and 0). If it is determined that there is, the product x1 (v1-v2) of the sprung absolute displacement x1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 is not less than zero, that is, the product x1 (v1-v2). It is determined whether v2) takes a positive value (and 0) or a negative value (second rule; FIG. 6B).
[0039]
Then, as shown in the following control law (FIG. 6 described later), the aperture of the aperture 4 is turned on (open) and off (open) according to the combination of the determination result of the first law and the determination result of the second law. (Closed) is switched.
[0040]
If “v1 (v1−v2) ≧ 0 (determination result of the first rule) and x1 (v1−v2)> 0 (determination result of the second rule)”, “turn off (close) the aperture of the diaphragm 4”. . "
If “v1 (v1−v2) ≧ 0 (determination result of the first rule) and x1 (v1−v2) <0 (determination result of the second rule)”, “turn on (open) the aperture of diaphragm 4”. . "
If “v1 (v1−v2) <0 (determination result of the first rule)”, “the aperture of the diaphragm 4 is turned on (open)” regardless of the determination result of the second rule.
In the second rule, the sprung absolute speed v1 may be used instead of the sprung unsprung relative speed v1-v2. That is, according to the second rule, whether the product x1v1 of the sprung absolute displacement x1 and the sprung absolute velocity v1 is equal to or greater than zero, that is, whether the product x1v1 takes a positive value (and 0) or takes a negative value Will be determined.
[0041]
・ Sky hook variable rigidity control with compensation
Instead of performing the above-described “skyhook variable stiffness control”, “compensation-type skyhook variable stiffness control” may be performed according to the control rule shown in FIG.
[0042]
In this control, first, it is determined whether the quotient v1 / (v1-v2) of the sprung absolute speed v1 to the sprung unsprung relative speed v1-v2 is equal to or greater than a predetermined value Ce / Cv described later with reference to FIG. (First rule; FIG. 7A).
[0043]
When the first rule determines that the quotient v1 / (v1-v2) of the sprung absolute speed v1 to the sprung unsprung relative speed v1-v2 is equal to or greater than a predetermined value Ce / Cv, Whether the product x1 (v1-v2) of the sprung absolute displacement x1 and the sprung unsprung relative velocity v1-v2 is equal to or greater than zero, that is, the product x1 (v1-v2) is a positive value (and 0) It is determined whether the value is taken or a negative value is taken (second rule; FIG. 7B).
[0044]
Then, as shown in the following control law (FIG. 7 described later), the opening of the aperture 4 is turned on (open) and off (closed) according to the combination of the determination result of the first law and the determination result of the second law. ) Is switched.
[0045]
If “v1 / (v1−v2) ≧ Ce / Cv (judgment of the first rule) and x1 (v1−v2)> 0 (judgment of the second rule)”, “turn off (close) the aperture of the diaphragm 4 ). "
If “v1 / (v1−v2) ≧ Ce / Cv (judgment result of the first rule) and x1 (v1−v2) <0 (judgment result of the second rule)”, then “open the aperture of the diaphragm 4 (open) ). "
If “v1 / (v1−v2) <Ce / Cv (determination result of the first rule)”, “irrespective of the determination result of the second rule,“ turn on the aperture 4 (open) ”.
In the second rule, the sprung absolute speed v1 may be used instead of the sprung unsprung relative speed v1-v2. That is, according to the second rule, whether the product x1v1 of the sprung absolute displacement x1 and the sprung absolute velocity v1 is equal to or greater than zero, that is, whether the product x1v1 takes a positive value (and 0) or takes a negative value Will be determined.
[0046]
Hereinafter, the principles of the “skyhook variable stiffness control” and the “compensation-type skyhook variable stiffness control” and the effectiveness of these controls will be described. In the experimental apparatus, a proportional control valve whose opening continuously changes according to a control signal i output from the controller 7 was used as the aperture 4 shown in FIG. 1A instead of the on / off valve.
[0047]
The air spring 1 shown in FIG. 1A can be modeled as shown in FIGS. 2A and 2B.
[0048]
That is, the effective pressure receiving area of the air spring 1 is Ae, the internal pressure of the air spring 1 is P0, the atmospheric pressure is Pat, the internal volume of the air chamber 2 is Va, the internal volume of the auxiliary air chamber 3 is Vb, and the density of air in a standard state. Is ρ0, the polytropic index is n, the flow constant is R, and the sprung mass is m, the vibration model of the two-chamber air spring 1 is equivalent to the spring mass system shown in FIG. The parameters are as shown in the following equation (4).
[0049]
(Equation 1)

Since the two-chamber air spring 1 has almost no change in the effective pressure receiving area Ae, the spring term k2 can be set to almost 0, and can be regarded as a three-element model shown in FIG.
[0050]
In the three-element model shown in FIG. 2B, a specific fixed point determined regardless of the magnitude of attenuation in the frequency response curve of the vibration system is established by the fixed point theory. Here, if there is an optimum condition for maximizing the fixed point, the resonance peak is minimized under the optimum condition. When the attenuation coefficient takes the value Copt shown in the following equation (5), the optimum condition is satisfied, and this Copt is called the optimum attenuation (coefficient).
[0051]
(Equation 2)

FIG. 8 shows experimental results of frequency response of a passive system. In the experimental apparatus, vibration was applied to the air spring 1 at a vibration frequency of 0 to 7 Hz. Then, the aperture area of the diaphragm 4 was changed, and a frequency response curve was measured. The horizontal axis in FIG. 8 is the frequency (Hz), and the vertical axis is the vibration transmissibility (x1 / x2) from unsprung to sprung. The horizontal axis and the vertical axis in FIGS. 9 to 18 described later are common to those in FIG.
[0052]
When the diaphragm 4 was fully closed and the attenuation coefficient c was set to the largest value Ch (hereinafter, maximum attenuation), a frequency response curve LN1 was obtained. When the diaphragm 4 was fully opened and the attenuation coefficient c was the smallest value Ce (hereinafter, minimum attenuation), a frequency response curve LN2 was obtained. When the aperture area of the diaphragm 4 was adjusted so as to obtain the optimal attenuation coefficient Copt shown in the above equation (5) (hereinafter, optimal attenuation), a frequency response curve LN3 was obtained. However, it is assumed that the relationship of Ce <Copt <Ch holds.
[0053]
As shown in FIG. 8, in the case of the maximum attenuation with the diaphragm 4 fully closed (curve LN1), it can be seen that the resonance peak value is the largest and the vibration insulation in the high frequency region is the worst. In the case of the minimum attenuation with the diaphragm 4 fully opened (curve LN2), the resonance peak shifts to a low frequency, the resonance peak value is lower than in the case of the curve LN1, and the vibration insulation in a high frequency region is improved. You can see that Further, when the diaphragm 4 is optimally adjusted to obtain the optimum attenuation (curve LN3), the resonance peak value becomes the lowest, and the vibration insulation in the high frequency region is improved from the maximum attenuation (curve LN1), but the minimum attenuation is obtained. It can be seen that it is worse than (curve LN2).
[0054]
Thus, it can be seen that the vibration transmissibility passes through the fixed point. Also, by increasing the damping coefficient c, the resonance frequency moves from the low frequency to the high frequency, and the frequency of the resonance peak value changes. That is, it is understood that the spring rigidity of the entire system changes. It can be seen that the attenuation changes at the same time as the height of the resonance peak value changes.
[0055]
However, even if the damping coefficient c is adjusted to the optimum damping coefficient Copt, although the resonance magnification in the resonance region can be reduced, the improvement of the vibration isolation effect in the high frequency region cannot be achieved so much, and it is understood that there is a limit.
[0056]
Next, the skyhook control will be described.
[0057]
The two-chamber air spring 1 shown in FIG. 1B can be modeled as a skyhook damper shown in FIG. 1C. The skyhook damper is a damper in which a damper is attached to a virtual wall and a damping force f acts on a movement on a spring.
[0058]
That is, when the damping coefficient due to the skyhook damping shown in FIG. 1C is Cv, the damping force f generated by the skyhook damping is expressed as follows.
[0059]
f = −Cv · v1 (6)
On the other hand, the damping force f generated by the passive damper is
f = c (v1-v2) (1)
Is represented by Therefore, the attenuation coefficient c of the skyhook control is obtained from the above equations (6) and (1) as follows.
[0060]
c = v1 / (v1-v2) Cv (2)
As can be seen from FIG. 8, in a damping region where the damping coefficient c changes from Ce (curve LN2) to the optimum damping coefficient Copt (curve LN3), it can be regarded as a variable damping in the one-degree-of-freedom spring mass system. Therefore, in the attenuation regions Ce to Copt (hereinafter, variable attenuation regions), the attenuation coefficient c of the above equation (2) is changed as shown in the following equation (7).
[0061]

The skyhook control in which the damping coefficient c is continuously changed according to the values of the sprung absolute speed v1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 is referred to as a continuous control type skyhook control. To
[0062]
FIG. 9 shows an experimental result of the frequency response of the skyhook control of the continuous control type. According to the above equation (7), the aperture area of the diaphragm 4 was continuously variably controlled.
[0063]
As shown by the curve LN4 in FIG. 9, when the continuous control type skyhook control is executed, the vibration transmissibility decreases as low as the optimum damping (curve LN3) at low frequencies and as low as the damping (curve LN2) at high frequencies. It can be seen that the continuous control type skyhook control is more effective than the optimal attenuation or the minimum attenuation.
[0064]
Next, the on-off type skyhook control will be described.
[0065]
The on-off type skyhook control is a skyhook control in which the damping coefficient c is switched on / off according to the control rule shown in FIG. The vertical axis in FIG. 3 is the sprung absolute speed v1, and the horizontal axis is the sprung unsprung relative speed v1-v2. The damping coefficient c takes the optimum damping coefficient Copt (the damping coefficient is large) when it exists in the first quadrant or the third quadrant of FIG. 3, and it attenuates when it exists in the second quadrant or the fourth quadrant of FIG. The damping coefficient c is switched so that the coefficient c takes the minimum damping coefficient Ce (the damping coefficient is small), which is represented by the following equation.
[0066]
c = Copt (when v1 (v1−v2) ≧ 0), Ce (when v1 (v1−v2) <0) (8)
FIG. 10 shows a simulation result of a frequency response of the on-off type skyhook control. FIG. 11 shows an experimental result of the frequency response of the on-off type skyhook control. According to the above equation (8), the aperture area of the diaphragm 4 was controlled to be switched on and off.
[0067]
As shown by the curve LN5 in FIGS. 10 and 11, when the on-off type skyhook control is executed, the vibration transmissibility decreases to the same level as the optimal attenuation (curve LN3) at low frequencies, but continues at FIG. 9 at high frequencies. It can be seen that the vibration insulation is deteriorated as compared with the control type skyhook control (curve LN4 in FIG. 9). Compared with the continuous control type, the on-off type tends to have a higher attenuation particularly at a high frequency, which is considered to have deteriorated the vibration isolation effect.
[0068]
In both the continuous control type skyhook control (curve LN4 in FIG. 9) and the on / off type skyhook control (curve LN5 in FIGS. 10 and 11), a response better than the optimal attenuation (curve LN3) was obtained. It can be seen that there is a limit that it cannot be significantly below the fixed point.
[0069]
As described above, the skyhook control in the variable damping region, whether of the continuous control type or the on-off type, has a limitation in the vibration reduction effect particularly near the resonance frequency. Therefore, it is considered that the variable region is expanded to the variable rigidity region to obtain a higher vibration suppression effect.
[0070]
Hereinafter, the application of the variable stiffness control will be studied, focusing on the property that the stiffness is switched according to the on / off state of the diaphragm 4.
[0071]
When the opening of the diaphragm 4 is fully closed, the spring rigidity K becomes maximum, which is set to α1. When the opening of the diaphragm 4 is fully opened, the spring rigidity K becomes minimum, and is set to α2. The values α1 and α2 of the respective spring stiffnesses can be expressed as follows using the parameters (equation (4)) of the two-chamber air spring model in FIG.
[0072]
α1 = k1 α2 = (N / N + 1) k1 (9)
In the two-chamber air spring model shown in FIG. 2, when the damping is set to 0 and the internal pressure is set to ∞, the damping term becomes 0 and can be expressed by the following equation.
[0073]
ms1 = −K (x1-x2) (10)
Next, the principle of the variable stiffness control will be described with reference to FIG.
[0074]
FIG. 4A shows a phase plane locus when the rigidity K takes a large value α1. The horizontal axis in FIG. 4A is the sprung absolute displacement x1, and the vertical axis is the sprung unsprung relative velocity v1-v2. The phase plane locus shows a long elliptical orbit on the vertical v1-v2 axis. FIG. 4B shows the locus of the phase plane when the rigidity K takes a small value α2 (<α1) on the same phase plane as that of FIG. 4A. The phase plane locus shows a long elliptical orbit on the horizontal x1 axis.
[0075]
In the variable stiffness control, as shown in FIG. 4 (c), when the phase plane exists in the first quadrant or the third quadrant, the stiffness K takes a large value α1 (the stiffness is large), When the stiffness K exists in the quadrant or the fourth quadrant, the stiffness K is switched so that the stiffness K takes a small value α2 (stiffness is small), which is represented by the following equation.
[0076]
K = α1 (when x1 (v1−v2) ≧ 0), α2 (when x1 (v1−v2) <0) (11)
By performing such variable stiffness control, the trajectory on the phase plane converges to the origin as shown in FIG. 4 (c), and the system becomes asymptotically stable. That is, even if there is no damping term, apparent damping can be added by a change in rigidity, and vibration can be suppressed.
[0077]
FIG. 5 shows a control law of the variable stiffness control.
[0078]
The vertical axis in FIG. 5 is the sprung absolute displacement x1, and the horizontal axis is the sprung unsprung relative velocity v1-v2. When it exists in the first quadrant or the third quadrant of FIG. 5, the attenuation coefficient c takes the maximum attenuation coefficient Ch (the attenuation coefficient is large), and when it exists in the second quadrant or the fourth quadrant of FIG. The damping coefficient c is switched so that the coefficient c takes the minimum damping coefficient Ce (the damping coefficient is small), which is expressed by the following equation.
[0079]
c = Ch (when x1 (v1−v2) ≧ 0), Ce (when x1 (v1−v2) <0) (12)
FIG. 12 shows a simulation result of the frequency response of the variable stiffness control. FIG. 13 shows experimental results of frequency response of variable stiffness control. According to the above equation (12), the aperture area of the diaphragm 4 was controlled to be switched on and off.
[0080]
As shown by the curve LN6 in FIGS. 12 and 13, when the variable stiffness control is executed, the vibration transmissibility is lower than the optimal damping (curve LN3) at low frequencies, and the on-off type skyhook shown in FIGS. Although it is below the control (curves LN5 in FIGS. 10 and 11), it can be seen that the vibration insulation is degraded at high frequencies.
[0081]
As described above, in the on-off type skyhook control, the resonance magnification can be reduced, but as the frequency increases, the vibration insulation property deteriorates (FIGS. 10 and 11). It is considered that this is because the attenuation in the first and third quadrants in the control law in FIG. 3 is too effective. In addition, even in the variable stiffness control, the vibration insulation at high frequencies deteriorates (FIGS. 12 and 13). This is because the variable stiffness control is a control law of passive damping addition.
[0082]
Therefore, in the control law of the skyhook control shown in FIG. 3, by applying the control law of the variable stiffness control shown in FIG. It is considered that the cross damping performance is improved.
[0083]
FIG. 6 shows a control law of the skyhook variable stiffness control.
[0084]
In the skyhook variable stiffness control, first, the first rule is determined by the determination formula of the skyhook control theory shown in FIG. As a result, when it exists in the second quadrant or the fourth quadrant of FIG. 6A, the damping coefficient c is switched so as to take the minimum damping coefficient Ce according to the skyhook control theory as in FIG. However, if it exists in the first quadrant or the third quadrant of FIG. 6A, the process moves to FIG. 6B and the second rule is determined by the determination formula of the variable stiffness control theory. The attenuation coefficient c is switched accordingly. The control law of the skyhook variable stiffness control is expressed by the following equation.
[0085]

FIG. 14 shows a simulation result of the frequency response of the skyhook variable stiffness control. FIG. 15 shows an experimental result of a frequency response of the skyhook variable stiffness control. According to the above equation (13), the aperture area of the aperture 4 was controlled to be switched on and off.
[0086]
As shown by the curves LN7 in FIGS. 14 and 15, when the skyhook variable stiffness control is executed, the vibration insulation at high frequencies is improved, and the damping performance is improved over all frequencies.
[0087]
In particular, the simulation results in FIG. 14 show that the resonance magnification in the resonance region is less than 1, and that a better damping performance than the maximum damping (curve LN1) can be realized. It can be seen that, at high frequencies, the vibration insulation is less than the minimum attenuation (curve LN2), but is lower than the optimal attenuation (curve LN3).
[0088]
However, the experimental results in FIG. 15 show that the vibration transmissibility around 2-3 Hz is deteriorated. This cause is considered to be the effect of the response delay of the diaphragm 4.
[0089]
FIG. 16 shows a simulation result in which a response delay is added. A curve LN8 in FIG. 16 shows a case where a response delay is not added to the diaphragm 4, and a curve LN9 shows a case where a first-order delay element having a predetermined time constant is added to the diaphragm 4. In the curve LN9 to which the response delay is added, the vibration transmissibility is deteriorated at around 2 to 3 Hz as in the experimental result of FIG.
[0090]
Thus, the skyhook variable stiffness control shown in FIG. 6 cannot be said to have sufficient vibration isolation performance in the high-frequency region as can be seen from the experimental results in FIG. Therefore, in order to solve this, it is considered to compensate for a response delay.
[0091]
In the skyhook variable stiffness control shown in FIG. 6, it is determined whether the product of the sprung absolute speed v1 and the sprung unsprung relative speed v1-v2 is positive (and 0) or negative ( FIG. 6A). However, when the sprung absolute velocity v1 is very small, the positive / negative determination formula may be positive but the damping coefficient c may be Ce or less. Switching from the minimum attenuation (c = Ce) to the maximum attenuation (c = Ch) in this state is considered to cause a shock or the like due to an excessively large attenuation, thereby deteriorating the vibration isolation.
[0092]
Therefore, in order to perform more appropriate switching, the horizontal axis v1-v2 of the first rule is inclined as shown in FIG.
[0093]
FIG. 7 shows a control law of the compensation-type skyhook variable stiffness control.
[0094]
In the compensation type skyhook variable stiffness control, first, the first rule is determined by the determination formula of the skyhook control theory shown in FIG. However, as compared with FIG. 6A, the horizontal axis v1-v2 of the first rule has an inclination corresponding to Ce / Cv. Note that the second rule in FIG. 7B is the same as that in FIG.
[0095]
As a result, when it exists in the second quadrant or the fourth quadrant in FIG. 7A, the damping coefficient c is switched so as to take the minimum damping coefficient Ce according to the skyhook control theory. However, if it exists in the first quadrant or the third quadrant of FIG. 7A, the process moves to FIG. 7B, and the second rule is determined by the variable stiffness control theory determination formula as in FIG. 6B. Is performed, and the attenuation coefficient c is switched according to the determination result. The control law of the skyhook variable stiffness control that compensates for the response delay is expressed by the following equation.
[0096]

FIG. 17 shows a simulation result of the frequency response of the compensation type skyhook variable stiffness control. FIG. 18 shows experimental results of frequency response of the compensation type skyhook variable stiffness control. According to the above equation (14), the aperture area of the diaphragm 4 was controlled to be switched on and off.
[0097]
As shown by the curve LN10 in FIGS. 17 and 18, when the compensation-type skyhook variable stiffness control is executed, compared with the skyhook variable stiffness control (curves LN7) in FIGS. It can be seen that the insulation was further improved and the attenuation performance was improved over all frequencies. In particular, when compared with the experimental result (curve LN7) shown in FIG. 14, in the experimental result (curve LN10) in FIG. It can be seen that the deterioration is greatly improved, and that it shows good vibration insulation in a high frequency range.
[0098]
Note that the horizontal axis v1-v2 axis of the second rule in FIG. 6B may be replaced with the v1 axis. in this case,
Skyhook variable stiffness control is performed using the following equation (13) ′ instead of the above equation (13).
[0099]

Similarly, the horizontal axis v1-v2 axis of the second rule in FIG. 7B may be replaced with the v1 axis. In this case, the compensation type skyhook variable stiffness control is performed by using the following equation (14) ′ instead of the above equation (14).
[0100]

As described above, according to the skyhook variable stiffness control of this embodiment, the vibration transmissibility from unsprung to sprung is reduced over the entire frequency range, and the damping performance is dramatically improved. According to the control law (FIG. 6 or FIG. 7) shown in the equation (13), (13) ', (14) or (14)', the aperture area of the diaphragm 4 is simply switched in a binary manner. Therefore, the control law can be simplified, and the device can be simplified such that an inexpensive on / off valve can be used as the diaphragm 4. Therefore, the configuration of the control device for the air spring 1 can be simplified, and the cost of the device can be reduced.
[0101]
In particular, when the compensation type skyhook variable stiffness control is applied, the effect of the response delay of the diaphragm 4 is compensated, and the vibration insulation performance particularly at high frequencies is further improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1A is a diagram illustrating a configuration example of a vibration damping device according to an embodiment, and FIGS. 1B and 1C illustrate damping obtained by an air spring illustrated in FIG. 1A. FIG.
FIGS. 2A and 2B are diagrams showing a model of an air spring.
FIG. 3 is a diagram showing a control law of an on-off type skyhook control.
FIGS. 4A, 4B, and 4C are diagrams illustrating the principle of variable stiffness control.
FIG. 5 is a diagram showing a control law of variable stiffness control.
FIGS. 6A and 6B are diagrams showing a control law of skyhook variable stiffness control.
FIGS. 7A and 7B are diagrams showing a control law of skyhook variable stiffness control in which response delay is compensated.
FIG. 8 is a diagram showing experimental results of frequency response of a passive system.
FIG. 9 is a diagram showing an experimental result of a frequency response of the skyhook control of the continuous control type.
FIG. 10 is a diagram showing a simulation result of a frequency response of an on-off type skyhook control.
FIG. 11 is a diagram showing an experimental result of a frequency response of an on-off type skyhook control.
FIG. 12 is a diagram showing a simulation result of a frequency response of the variable stiffness control.
FIG. 13 is a diagram showing an experimental result of a frequency response of the variable stiffness control.
FIG. 14 is a diagram showing a simulation result of a frequency response of the skyhook variable stiffness control.
FIG. 15 is a diagram showing experimental results of frequency response of skyhook variable stiffness control.
FIG. 16 is a diagram showing a simulation result in which a response delay is added.
FIG. 17 is a diagram showing a simulation result of a frequency response of the skyhook variable stiffness control in which a response delay is compensated.
FIG. 18 is a diagram showing an experimental result of a frequency response of the skyhook variable stiffness control in which a response delay is compensated.
[Explanation of symbols]
1 air spring
2 air chamber
3 auxiliary air chamber
4 Aperture (orifice)
5 Body (spring up)
6 bogie (unsprung)
7 Controller
8, 9 acceleration sensor
10 Displacement sensor

Claims

An air spring (1) having two chambers (2, 3);
An aperture (4) provided between the two chambers (2, 3);
Absolute displacement (x1) of the air spring (1) on the spring, absolute speed (v1) of the air spring (1) on the spring, relative speed (v1) between the sprung and unsprung state of the air spring (1) -V2) measuring means (7, 8, 9, 10) for measuring
It is determined whether the product of the sprung absolute speed (v1) and the sprung unsprung relative speed (v1-v2) is equal to or greater than zero, and the sprung absolute speed (v1) and the sprung unsprung relative speed are determined. If the product of (v1-v2) is zero or more, the product of the sprung absolute displacement (x1) and the sprung unsprung relative speed (v1-v2) or the sprung absolute speed (v1) is further obtained. Determining means (7) for determining whether or not is greater than or equal to zero;
A vibration damping device, comprising: control means (7) for switching the aperture area of the diaphragm (4) according to the result of the judgment by the judgment means (7).

An air spring (1) having two chambers (2, 3);
An aperture (4) provided between the two chambers (2, 3);
Absolute displacement (x1) of the air spring (1) on the spring, absolute speed (v1) of the air spring (1) on the spring, relative speed (v1) between the sprung and unsprung state of the air spring (1) -V2) measuring means (7, 8, 9, 10) for measuring
It is determined whether the quotient of the sprung absolute speed (v1) to the sprung unsprung relative speed (v1-v2) is equal to or greater than a predetermined value larger than zero, and the sprung spring having the sprung absolute speed (v1) is determined. If the quotient with respect to the lower relative speed (v1-v2) is equal to or greater than the predetermined value, the sprung absolute displacement (x1) and the sprung relative speed (v1-v2) or the sprung absolute speed (v1−v2) are further determined. determining means (7) for determining whether or not the product with v1) is zero or more;
A vibration damping device, comprising: control means (7) for switching the aperture area of the diaphragm (4) according to the result of the judgment by the judgment means (7).