JP3389860B2 - Vibration suppression control method - Google Patents
Vibration suppression control methodInfo
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Description
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、空気圧アクチュエ
ータを用いた振動抑制制御方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】例えば、鉄道車両に生じる振動を抑制す
る方法としては、車体と台車との間に振動方向に合わせ
て流体圧アクチュエータを設置し、該車体の振動に対し
て逆位相の駆動力を発生させる方法、例えば、特開昭５
６−１７７５４号の「車体の振動制御装置」などが知ら
れている。
【０００３】鉄道車両の振動を抑制する際、車両の諸元
値が変動するのを避けることはできない。その変動とし
ては例えば、乗車率による車体重量の変動、空気圧アク
チュエータの空気供給圧力源の圧力の変動がある。その
ため、時不変な車両の諸元値に基づいた制御方法では、
振動抑制効果が変動し、希望する振動抑制が得られな
い。
【０００４】前記問題点の内、前者の乗車率による車体
重量の変動の問題を解決する従来技術としては、特開平
５−２３８３８８号の「鉄道車両の振動制御方法」があ
る。これは、乗車率を空気ばねの内圧により算定し、そ
の乗車率に応じて最適な制御データを読み込むことによ
り、乗車率の変動に強い制御方法を提供している。
【０００５】一方、後者の空気圧アクチュエータの空気
供給圧力源の圧力の変動の問題を解決する従来技術とし
ては、空気圧を利用しない電動アクチュエータによる振
動抑制制御としての特開平８−２５３１４５号の「鉄道
車両の揺れ防止装置」がある。また、他に油圧アクチュ
エータによる振動抑制制御装置がある。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】前記のごとく、従来の
振動抑制方法としては、振動抑制時に振動体としての車
両の諸元値が変動する問題がある。その中で、空気圧ア
クチュエータの空気供給圧力源の圧力の変動の問題を解
決する従来技術としては、電動アクチュエータまたは油
圧アクチュエータを使用している。したがって、空気圧
の利用を前提としたとき、空気供給源の変動から生じる
アクチュエータ駆動力の変動、更には振動抑制効果の変
動を解決する技術が必要である。
【０００７】本発明は、前記の現状にかんがみて、空気
圧アクチュエータを用いた振動抑制制御において、駆動
エネルギー源である空気供給圧力の変動による振動抑制
効果の変動を防止できる振動抑制制御方法を提供するも
のである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】空気アクチュエータを駆
動すると、その駆動エネルギーである空気を消費する。
すると、その空気供給圧力が減少し、空気圧アクチュエ
ータの駆動力が弱くなる。なぜなら、空気圧アクチュエ
ータの駆動力Ｆは、時刻ｔにおける空気供給圧力をＰs
（ｔ）、空気圧アクチュエータの各シリンダ室内平衡圧
をＰ0（＝一定）とすると、空気圧アクチュエータを駆
動する比例流量弁への制御信号ｕに対して、
【０００９】
【数１】
【００１０】となる関係をもっているからである。ただ
し、制御弁が比例流量型であるため、ｇ（ｔ）は制御信
号ｕに無関係なある時間関数である。
【００１１】例えば、図６に示すように、空気吐出量１
２００［Ｎｌ／ｍｉｎ］のレシプロ型コンプレッサー、
空気供給圧力源としての補助空気室３０［ｌ］、空気消
費量３００［Ｎｌ／ｍｉｎ］の空気圧アクチュエータか
らなる構成であれば、図７に示すようになる。ただし、
コンプレッサーは空気供給圧力が０．６［ＭＰａ］〜
０．９［ＭＰａ］を保つようにｏｎ／ｏｆｆされる。こ
の図７より時間と共に空気供給圧力、空気圧アクチュエ
ータ駆動力、振動抑制効果が変動することがわかる。こ
こで、供給圧力の変動を押さえる技術として、圧力制御
が考えられるが、レシプロ型コンプレッサーの稼働率
は、耐久性の問題から低く押さえる必要があるため実現
は難しい。一方、稼働率１００％のスクリュー型コンプ
レッサーは、湿度対策が課題である。
【００１２】前記の事情からして、圧力制御をすること
なく、（１）式と供給圧力検知センサが検出する空気供
給圧力Ｐs（ｔ）を利用して、振動抑制効果の変動を防
止する必要がある。
【００１３】本発明は前記知見に基づいて、次のとおり
完成したのである。すなわち、二次ばね間に設置され、
二次ばね上の振動体の振動を押さえるための空気圧アク
チュエータ、該空気圧アクチュエータの各シリンダ室内
に流入する空気の流量を調整する比例流量制御弁、二次
ばね上の振動体の振動を検知する振動検知センサ、該振
動検知センサの検知結果を入力とし比例流量制御弁への
制御信号を出力とする制御器、空気圧アクチュエータの
駆動エネルギー源である空気供給圧力源、該空気供給圧
力弁の圧力を検知する供給圧力検知センサ、空気供給圧
力に基づいて制御信号を補正する補正器から構成した振
動抑制制御装置を使用する。そして、前記補正器内にお
いて、供給圧力検知センサにより検知した空気供給圧力
に反比例する関数値を求め、これを制御器から比例流量
制御弁へ出力される制御信号に乗じて制御信号を補正す
ることにより、空気供給圧力の変動に対して振動抑制効
果を保持するのである。
【００１４】
【発明の実施の形態】図１は、本発明の振動制御方法を
示すフローチャートである。また、図２に従来の振動抑
制制御の制御フローを示す。従来の振動抑制制御は、振
動体１の振動を振動検知センサ２で検知し、その振動検
知結果を制御器３に入力し、ここで制御データと比較・
演算して求めた制御信号を比例流量制御弁４に出力し、
空気供給圧力源６からの空気供給量を制御して空気圧ア
クチュエータ５に送るように構成されている。本発明と
の違いは、制御器３からの制御信号を補正器８を介して
比例流量制御弁４に出力するように設け、空気供給圧力
源６からの供給圧力を供給圧力検知センサ７で検知し、
その検知結果を補正器８に入力して、制御器３からの制
御信号に乗じて制御信号を補正し、その補正済み制御信
号により比例流量制御弁４を制御することにある。
【００１５】空気圧アクチュエータ５の駆動力Ｆは、時
不変なシステムに対する制御理論を用いて、空気供給圧
力Ｐs（ｔ）が一定であると仮定した制御方法では、
（１）式より、
【００１６】
【数２】
【００１７】という関係の上で、振動抑制制御を行なっ
ている。ただし、ＰPは先に仮定した空気供給圧力源６
の空気供給圧力である。しかし、実際は（１）式の関係
にある。そこで、（２）式の右辺が（１）式の右辺に等
価になるように、（２）式を展開する。
【００１８】
【数３】
【００１９】ここで、空気圧アクチュエータへの補正さ
れた制御信号ｖを、補正器８において、
【００２０】
【数４】
【００２１】となれば、
【００２２】
【数５】
【００２３】となり、現実に適合した関係式となる。し
たがって、（４）式に示すように、制御信号ｕに空気供
給圧力Ｐs（ｔ）に反比例する値、
【００２４】
【数６】
【００２５】を乗ずることにより、空気供給圧力源６の
圧力変動に無関係な望みの駆動力を得ることができる。
つまり、空気供給圧力Ｐs（ｔ）が仮定していた一定値
ＰPよりも小さければ、１よりも大きな値を制御信号ｕ
に乗じて比例流量制御弁４を通過する流量を増やし、あ
るいは空気供給圧力Ｐs（ｔ）が仮定していた一定値ＰP
よりも大きければ、１よりも小さな値を制御信号ｕに乗
じて比例流量制御弁４を通過する流量を減らし望みの駆
動力を得る。したがって、振動抑制効果の変動を防止で
きる。
【００２６】
【実施例】本発明を鉄道車両に実施した場合について説
明する。図８は本発明の振動抑制制御方法を実施するた
めの装置を備えた車両の要部を示す説明図である。台車
枠９と車体１０の間の左右側に設けた二次ばね１１の内
側に、車体１０の振動を抑制するための空気圧アクチュ
エータ５を設置する。一方、車体１０の左右側に振動検
知センサ２を設け、その検知信号を車上に設置した制御
器３に出力し、ここで制御データと比較演算して得た制
御信号を補正器８を経て、空気圧アクチュエータ５の各
シリンダ室に通じる空気供給圧力源６からの配管１２の
途中に設けた比例流量制御弁４ａ、４ｂに出力する。前
記補正器８には、供給圧力検知センサ７により検出した
空気供給圧力源６の空気供給圧力を入力し、この空気供
給圧力に基づいて、制御器３からの制御信号を補正する
ように構成する。
【００２７】前記鉄道車両の振動抑制制御装置におい
て、空気供給圧力源６の圧力Ｐs（ｔ）が、０．９［Ｍ
Ｐａ］から０．６［ＭＰａ］まで変動した場合の振動抑
制制御の実施例を述べる。ただし、制御器３が仮定して
いた空気供給圧力源６の空気供給圧力ＰPは０．９［Ｍ
Ｐａ］とし、本発明と従来法は同一の制御器３を使用す
る。
【００２８】このとき、本発明による供給圧力検知セン
サ７の出力結果Ｐs（ｔ）に応じて制御入力ｕに乗じる
ゲインの大きさは、（６）式より図３のようになり、振
動抑制効果は図４に示すようになる。また、従来法によ
る振動抑制効果は図５に示すようになる。図中の異なる
記号で示した各曲線の意味は、表１のとおりである。
【００２９】
【表１】
【００３０】図４と図５の横軸は、振動を引き起こす速
度の次元をもつ外乱の周波数である。例えば、軌道外
乱、空力外乱などがある。縦軸は、その外乱から発生す
る振動加速度のゲイン（倍率）である。したがって、制
御なしの線（○印曲線）よりも下に位置し、値が小さい
ほど発生する振動加速度が小さく、乗り心地が良い。ゆ
えに、振動抑制効果は制御なしの線から下への距離で示
される。
【００３１】例えば、空気供給圧力が０．９［ＭＰａ］
から０．６［ＭＰａ］に減少したときに、振動抑制効果
がどのように変化するかについて、図４と図５から抽出
して表２に示す。表２から空気供給圧力源６の圧力変動
に対する振動抑制制御効果が減少するのを押さえること
ができる。
【００３２】
【表２】【００３３】
【発明の効果】本発明によれば、空気供給圧力源の圧力
変動とは無関係に、最適な振動抑制効果を得ることがで
きる。また、空気供給圧力源の圧力を密に制御すること
なしに、最適な振動抑制効果を得ることができる。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vibration suppression control method using a pneumatic actuator. 2. Description of the Related Art For example, as a method of suppressing vibration generated in a railway vehicle, a fluid pressure actuator is installed between a vehicle body and a bogie in accordance with a vibration direction, and a phase opposite to the vibration of the vehicle body is set. A method of generating a driving force of
No. 6-17754, “Vehicle body vibration control device” and the like are known. [0003] When suppressing the vibration of a railway vehicle, it is inevitable that the specifications of the vehicle fluctuate. The fluctuations include, for example, fluctuations in the weight of the vehicle body due to the riding ratio and fluctuations in the pressure of the air supply pressure source of the pneumatic actuator. Therefore, in the control method based on the time-invariant vehicle specification values,
The vibration suppression effect fluctuates, and the desired vibration suppression cannot be obtained. Among the above-mentioned problems, as a prior art for solving the former problem of the variation of the vehicle body weight due to the occupancy rate, there is Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-238388, entitled "Vibration control method for railway vehicles". This provides a control method that is resistant to fluctuations in the occupancy rate by calculating the occupancy rate based on the internal pressure of the air spring and reading optimal control data according to the occupancy rate. On the other hand, as a conventional technique for solving the problem of the pressure fluctuation of the air supply pressure source of the pneumatic actuator, Japanese Unexamined Patent Publication No. Hei 8-253145 discloses a method of suppressing vibration by an electric actuator that does not use air pressure. Anti-sway device ". There is also a vibration suppression control device using a hydraulic actuator. As described above, the conventional vibration suppression method has a problem that the specification value of a vehicle as a vibrating body fluctuates during vibration suppression. Among them, an electric actuator or a hydraulic actuator is used as a conventional technique for solving the problem of pressure fluctuation of an air supply pressure source of a pneumatic actuator. Therefore, assuming the use of air pressure, there is a need for a technique for solving the fluctuation of the actuator driving force resulting from the fluctuation of the air supply source and the fluctuation of the vibration suppression effect. In view of the above situation, the present invention provides a vibration suppression control method capable of preventing a fluctuation in a vibration suppression effect due to a fluctuation in an air supply pressure as a driving energy source in a vibration suppression control using a pneumatic actuator. Things. When an air actuator is driven, air, which is the driving energy of the air actuator, is consumed.
Then, the air supply pressure decreases, and the driving force of the pneumatic actuator weakens. This is because the driving force F of the pneumatic actuator determines the air supply pressure at time t as P s
(T) Assuming that the equilibrium pressure in each cylinder chamber of the pneumatic actuator is P 0 (= constant), a control signal u to the proportional flow valve that drives the pneumatic actuator is given by: This is because the following relationship is obtained. However, since the control valve is of the proportional flow type, g (t) is a certain time function independent of the control signal u. For example, as shown in FIG.
200 [Nl / min] reciprocating compressor
FIG. 7 shows a configuration including an auxiliary air chamber 30 [l] as an air supply pressure source and a pneumatic actuator having an air consumption of 300 [Nl / min]. However,
The compressor has an air supply pressure of 0.6 [MPa]-
It is turned on / off so as to keep 0.9 [MPa]. It can be seen from FIG. 7 that the air supply pressure, the driving force of the pneumatic actuator, and the vibration suppressing effect change with time. Here, pressure control can be considered as a technique for suppressing the fluctuation of the supply pressure, but it is difficult to realize the operation rate of the reciprocating compressor because it is necessary to keep the operation rate low due to durability problems. On the other hand, a screw type compressor with an operation rate of 100% has a problem of humidity control. Under the circumstances described above, the fluctuation of the vibration suppression effect is prevented by using the equation (1) and the air supply pressure P s (t) detected by the supply pressure detection sensor without performing pressure control. There is a need. The present invention has been completed based on the above findings as follows. That is, it is installed between the secondary springs,
A pneumatic actuator for suppressing vibration of the vibrating body on the secondary spring, a proportional flow control valve for adjusting a flow rate of air flowing into each cylinder chamber of the pneumatic actuator, a vibration for detecting vibration of the vibrating body on the secondary spring A detection sensor, a controller that receives a detection result of the vibration detection sensor as an input and outputs a control signal to a proportional flow control valve, an air supply pressure source that is a driving energy source of a pneumatic actuator, and detects a pressure of the air supply pressure valve A vibration suppression control device including a supply pressure detection sensor for correcting the control signal based on the air supply pressure is used. Then, in the corrector, a function value that is inversely proportional to the air supply pressure detected by the supply pressure detection sensor is obtained, and the control value is corrected by multiplying the function value by a control signal output from the controller to the proportional flow control valve. Thus, the effect of suppressing the vibration against the fluctuation of the air supply pressure is maintained. FIG. 1 is a flowchart showing a vibration control method according to the present invention. FIG. 2 shows a control flow of the conventional vibration suppression control. In the conventional vibration suppression control, the vibration of the vibrating body 1 is detected by the vibration detection sensor 2 and the vibration detection result is input to the controller 3 where it is compared with the control data.
The calculated control signal is output to the proportional flow control valve 4,
The air supply pressure from the air supply pressure source 6 is controlled and sent to the pneumatic actuator 5. The present invention is different from the present invention in that a control signal from a controller 3 is provided to a proportional flow control valve 4 via a compensator 8, and a supply pressure from an air supply pressure source 6 is detected by a supply pressure detection sensor 7. And
The detection result is input to the corrector 8 to multiply the control signal from the controller 3 to correct the control signal, and to control the proportional flow control valve 4 with the corrected control signal. The driving force F of the pneumatic actuator 5 is determined by a control method based on a control theory for a time-invariant system, assuming that the air supply pressure P s (t) is constant.
From equation (1), With the above relationship, the vibration suppression control is performed. However, P P is the air supply pressure source was assumed above 6
Air supply pressure. However, there is actually the relationship of equation (1). Therefore, the expression (2) is expanded so that the right side of the expression (2) is equivalent to the right side of the expression (1). [Equation 3] Here, the corrected control signal v to the pneumatic actuator is sent to the corrector 8 by the following equation: Then, the following equation is obtained. This is a relational expression that is actually suitable. Therefore, as shown in the equation (4), the control signal u has a value inversely proportional to the air supply pressure P s (t). By multiplying the above, a desired driving force independent of the pressure fluctuation of the air supply pressure source 6 can be obtained.
That is, smaller than the predetermined value P P air supply pressure P s (t) has been assumed, the control values greater than 1 signal u
To increase the flow rate passing through the proportional flow rate control valve 4 or to increase the air supply pressure P s (t) to a predetermined value P P
If it is larger than 1, the control signal u is multiplied by a value smaller than 1 to reduce the flow rate passing through the proportional flow control valve 4 and obtain a desired driving force. Therefore, fluctuation of the vibration suppression effect can be prevented. An embodiment in which the present invention is applied to a railway vehicle will be described. FIG. 8 is an explanatory diagram showing a main part of a vehicle provided with a device for implementing the vibration suppression control method of the present invention. A pneumatic actuator 5 for suppressing vibration of the vehicle body 10 is installed inside secondary springs 11 provided on the left and right sides between the bogie frame 9 and the vehicle body 10. On the other hand, the vibration detection sensors 2 are provided on the left and right sides of the vehicle body 10, and the detection signals are output to the controller 3 installed on the vehicle. The output from the air supply pressure source 6 communicating with each cylinder chamber of the pneumatic actuator 5 is output to proportional flow control valves 4a and 4b provided in the middle of the pipe 12. The corrector 8 receives the air supply pressure of the air supply pressure source 6 detected by the supply pressure detection sensor 7 and corrects the control signal from the controller 3 based on the air supply pressure. . In the vibration control system for a railway vehicle, the pressure P s (t) of the air supply pressure source 6 is 0.9 [M
An embodiment of the vibration suppression control in the case of fluctuating from [Pa] to 0.6 [MPa] will be described. However, the air supply pressure P P of the controller 3 air supply pressure source 6 had assumptions 0.9 [M
Pa], and the same controller 3 is used in the present invention and the conventional method. At this time, the magnitude of the gain by which the control input u is multiplied according to the output result P s (t) of the supply pressure detection sensor 7 according to the present invention is as shown in FIG. The effect is as shown in FIG. FIG. 5 shows the vibration suppression effect according to the conventional method. The meaning of each curve indicated by different symbols in the figure is as shown in Table 1. [Table 1] The horizontal axis of FIGS. 4 and 5 is the frequency of a disturbance having a velocity dimension that causes vibration. For example, there are orbital disturbance and aerodynamic disturbance. The vertical axis is the gain (magnification) of the vibration acceleration generated from the disturbance. Therefore, the lower the value, the lower the value is, the smaller the vibration acceleration that occurs and the better the riding comfort. Hence, the vibration suppression effect is indicated by the distance down from the uncontrolled line. For example, when the air supply pressure is 0.9 [MPa]
Table 2 shows how the vibration suppression effect changes when the vibration suppression effect is reduced to 0.6 [MPa] from FIGS. From Table 2, it can be suppressed that the vibration suppression control effect with respect to the pressure fluctuation of the air supply pressure source 6 decreases. [Table 2] According to the present invention, an optimum vibration suppressing effect can be obtained irrespective of the pressure fluctuation of the air supply pressure source. Further, an optimum vibration suppressing effect can be obtained without tightly controlling the pressure of the air supply pressure source.
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施による振動抑制制御のフロー構成
例を示すフローチャートである。
【図２】従来法による振動抑制制御フローの一例を示す
フローチャートである。
【図３】シリンダ内平衡圧Ｐ0を０．２［ＭＰａ］、空
気圧力源の想定圧力値ＰPを０．９［ＭＰａ］とした場
合の、制御入力ｕに乗算されるゲインの大きさを示すグ
ラフである。
【図４】本発明の実施において、振動を引き起こす速度
の次元をもつ外乱の周波数と、その外乱から発生する振
動加速度のゲイン（倍率）との関係を示すグラフであ
る。各曲線は、○印は制御なし、×印は圧力源の圧力
０．９［ＭＰａ］での制御、△印は圧力源の圧力０．８
［ＭＰａ］での制御、□印は圧力源の圧力０．７［ＭＰ
ａ］での制御、●印は圧力源の圧力０．６［ＭＰａ］で
の制御である。
【図５】従来法の実施において、振動を引き起こす速度
の次元をもつ外乱の周波数と、その外乱から発生する振
動加速度のゲイン（倍率）との関係を示すグラフであ
る。各曲線は、○印は制御なし、×印は圧力源の圧力
０．９［ＭＰａ］での制御、△印は圧力源の圧力０．８
［ＭＰａ］での制御、□印は圧力源の圧力０．７［ＭＰ
ａ］での制御、●印は圧力源の圧力０．６［ＭＰａ］で
の制御である。
【図６】従来法による振動抑制制御の一例を示す説明図
である。
【図７】従来法による振動抑制制御において、空気供給
圧力［（ａ）図］を０．６［ＭＰａ］〜０．９［ＭＰ
ａ］に保つようにコンプレッサーのｏｎ／ｏｆｆ制御
［（ｂ）図］をした場合の、時間の経過に伴う空気圧ア
クチュエータの変動［（ｃ）図］及び振動抑制効果の変
動［（ｄ）図］を示すグラフである。
【図８】本発明の振動抑制制御方法を鉄道車両に適用す
るための振動抑制制御装置の一例を示す説明図である。
【符号の説明】
１ 振動体
２ 振動検知センサ
３ 制御器
４、４ａ、４ｂ 比例流量制御弁
５ 空気圧アクチュエータ
６ 空気供給圧力源
７ 供給圧力検知センサ
８ 補正器
９ 台車枠
１０ 車体
１１ 二次ばね
１２ 配管BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a flowchart illustrating a flow configuration example of vibration suppression control according to an embodiment of the present invention. FIG. 2 is a flowchart showing an example of a vibration suppression control flow according to a conventional method. FIG. 3 shows the magnitude of the gain multiplied by the control input u when the in-cylinder equilibrium pressure P 0 is 0.2 [MPa] and the assumed pressure value P P of the air pressure source is 0.9 [MPa]. FIG. FIG. 4 is a graph showing a relationship between a frequency of a disturbance having a dimension of a velocity causing vibration and a gain (magnification) of a vibration acceleration generated from the disturbance in the embodiment of the present invention. In each curve, ○ indicates no control, X indicates control at a pressure source pressure of 0.9 [MPa], and Δ indicates a pressure source pressure of 0.8.
Control in [MPa], □ indicates pressure of pressure source 0.7 [MP]
a], and the symbol ● indicates control at a pressure of 0.6 [MPa] of the pressure source. FIG. 5 is a graph showing a relationship between a frequency of a disturbance having a dimension of a velocity causing vibration and a gain (magnification) of a vibration acceleration generated from the disturbance in the implementation of the conventional method. In each curve, ○ indicates no control, X indicates control at a pressure source pressure of 0.9 [MPa], and Δ indicates a pressure source pressure of 0.8.
Control in [MPa], □ indicates pressure of pressure source 0.7 [MP]
a], and the symbol ● indicates control at a pressure of 0.6 [MPa] of the pressure source. FIG. 6 is an explanatory diagram showing an example of a vibration suppression control according to a conventional method. FIG. 7 is a graph showing the air supply pressure [FIG. 7 (a)] in the conventional vibration suppression control from 0.6 [MPa] to 0.9 [MPa].
a), the variation of the pneumatic actuator over time (FIG. (c)) and the variation of the vibration suppression effect (FIG. (d)) when the compressor is turned on / off (FIG. (b)). FIG. FIG. 8 is an explanatory diagram showing an example of a vibration suppression control device for applying the vibration suppression control method of the present invention to a railway vehicle. [Description of Signs] 1 Vibration body 2 Vibration detection sensor 3 Controller 4, 4a, 4b Proportional flow control valve 5 Pneumatic actuator 6 Air supply pressure source 7 Supply pressure detection sensor 8 Corrector 9 Undercarriage 10 Body 11 Secondary spring 12 Piping
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) G05D 19/02 G05B 13/02 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continued on the front page (58) Field surveyed (Int.Cl. 7 , DB name) G05D 19/02 G05B 13/02
Claims (1)
動体の振動を押さえるための空気圧アクチュエータ、該
空気圧アクチュエータの各シリンダ室内に流入する空気
の流量を調整する比例流量制御弁、二次ばね上の振動体
の振動を検知する振動検知センサ、該振動検知センサの
検知結果を入力とし比例流量制御弁への制御信号を出力
とする制御器、空気圧アクチュエータの駆動エネルギー
源である空気供給圧力弁、該空気供給圧力弁の圧力を検
知する供給圧力検知センサ、空気供給圧力に基づいて制
御信号を補正する補正器から構成され、補正器内で空気
供給圧力に反比例する関数値を制御信号に乗じて補正す
ることにより、空気供給圧力の変動に対して振動抑制効
果を保持することを特徴とする振動抑制制御方法。(57) [Claim 1] A pneumatic actuator installed between secondary springs to suppress the vibration of a vibrating body on the secondary spring, and a pneumatic actuator for air flowing into each cylinder chamber of the pneumatic actuator. A proportional flow control valve that adjusts the flow rate, a vibration detection sensor that detects vibration of the vibrating body on the secondary spring, a controller that receives a detection result of the vibration detection sensor and outputs a control signal to the proportional flow control valve, An air supply pressure valve that is a driving energy source of the pneumatic actuator, a supply pressure detection sensor that detects the pressure of the air supply pressure valve, and a corrector that corrects a control signal based on the air supply pressure. A vibration suppression control method characterized by maintaining a vibration suppression effect against a change in air supply pressure by multiplying a control signal by a function value inversely proportional to the supply pressure and correcting the control signal.
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|---|---|---|---|
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| JPH11305845A JPH11305845A (en) | 1999-11-05 |
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ID=15058534
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1998
- 1998-04-23 JP JP13146298A patent/JP3389860B2/en not_active Expired - Fee Related
Also Published As
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