JP3515136B2 - 車体傾斜制御装置 - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 【０００１】 【産業上の利用分野】本発明は、軌道上を走行する車両
の曲線通過時においてフェールセーフも考慮した好適な
車体傾斜が可能な車体傾斜制御装置に関する。 【０００２】 【従来の技術】従来、車両が曲線路を通過する場合、高
速度で通過でき、また乗客の乗心地をよくするために軌
道の曲線部分にカントを施し、遠心力と重力の合力が車
体床面に垂直に働くようにしている。曲線を高速で走行
するには、カントを大きくしてやれば良いが、遅い列車
が通過する場合や曲線部での停車の場合に、車両が曲線
内軌側へ転倒する危険性がありカント量は制約されてい
る。従って、カント量から定まる均衡速度以上の速度で
曲線を走行すると、カントで相殺できない超過遠心力が
発生し、乗心地を悪くすると共に脱線の危険も生じる。 【０００３】そこで、超過遠心力を受けた場合、超過遠
心力と重力との合力が車体床面に垂直に働くように台車
はそのままで車体だけがさらに傾くようにし、乗客に不
快感を与えずにカント均衡速度以上の高速で曲線を通過
できるようにした振子台車が知られている。この振子台
車として、車体を曲線の入口で油圧や空気圧等を用いた
流体作動機構により強制的に傾斜させる強制振子方式が
ある。 【０００４】この強制振子方式の車両の一般的構成を図
４を参照して説明する。車体１１は前後に設けられた台
車１２（図４（Ｂ）には進行方向の後側の台車１２ｒ、
図４（Ｃ）には進行方向の前側の台車１２ｆを示す。）
上に、枕ばね１３及び振子装置１５を介して支持されて
いる。振子装置１５は、枕ばね１３の下部に対応して設
けられた振子梁１７、振子梁１７の下面に対向して配置
されたころ１９を備えており、ころ１９は台車１２に回
動自在に保持されている。また、車体１１と台車１２と
の間には、車体傾斜量を変化させる流体作動機構を構成
する油圧シリンダ２１が配置されている。 【０００５】そして従来の傾斜制御は、油圧シリンダ２
１を制御するための油圧制御弁に傾斜指令値を出力し、
その指令値と油圧シリンダ２１に取り付けた変位計から
のフィードバック変位との差に応じた電圧を発生させ、
この電圧により油圧制御弁のスプールを動かして流体作
動機構の油量を制御する変位フィードバック回路を構成
して、行っていた。 【０００６】一方、図４（Ａ）に示すように、軌道の直
線部分ａと円曲線部分ｃとの間にある緩和曲線ｂを車両
Ｔが通過する際には、同一車両Ｔであっても、前台車１
２ｆと後台車１２ｒとで異なるカント量Ｃの軌道上を走
行する状態が生じることがある。この場合、従来の傾斜
制御では振子梁１７と台車との相対角が前台車１２ｆと
後台車１２ｒとで同じなので、振子梁１７と車体１１と
の相対角は前後台車１２ｆ，１２ｒで異なり、図４
（Ｂ），（Ｃ）に示すようにねじれた状態となる。この
前後台車１２ｆ，１２ｒ間の傾斜角の差は主に枕ばね１
３のたわみで吸収していた。 【０００７】 【発明が解決しようとする課題】しかしながら、枕ばね
１３のたわみに起因する反力が生じるため、曲線走行す
るための車体傾斜制御を行う場合、本来の車体傾斜に必
要な力に加えて、枕ばね１３の反力に打ち勝つ力をも発
生させる必要が出てくる。従って、前後台車１２ｆ，１
２ｒの油圧シリンダ２１に同じ変位指令値を与えた場
合、前後の油圧シリンダ２１でかなりの負担力差が生じ
る。 【０００８】例えば、現実的な車体モデルにおいて、カ
ント逓減率１／６００の緩和曲線ｂ上を均衡速度で走行
する際、前後台車の油圧シリンダ２１に対して０度変位
の指令値が出ている場合の前後の油圧シリンダ２１の負
担力差を求めた結果、約６６０ｋｇとなった。そのた
め、両台車の油圧シリンダ２１が負担する荷重は、各々
が均等に負担した場合の荷重に対して約±３３０ｋｇの
差が生じる。 【０００９】一方、油圧シリンダ２１が負担可能なシリ
ンダ制御力の最大値は、フェールセーフの観点から小さ
い方が望ましい。その理由を以下に説明する。何等かの
フェールにより逆方向にシリンダ制御力が出た場合、車
体１１を逆方向に傾斜させようとするが、振子中心が車
体重心より上にあるような場合、車体重心には遠心力が
作用し、車体１１を正常な方向に傾斜させようとする。
そのため、シリンダ制御力と遠心力との力の釣合によっ
て車体１１の傾斜角が決まり、乗客が感じる左右加速度
（床面左右加速度）が決まる。 【００１０】この床面加速度大きくなると、乗客は立っ
ていられなくなる。ある車体モデルにおける、シリンダ
制御力と床面左右加速度との関係を図５に示す。一般に
は床面左右加速度は０．０８Ｇが限界値と言われてお
り、図５を参照すると、この場合、シリンダ制御力が７
００ｋｇ以下であれば限界値に収まることが判る。従っ
て、シリンダ制御力の上限を７００ｋｇとした場合、上
述した±３３０ｋｇの差を考慮すると、カント逓減率１
／６００の緩和曲線ｂにおいて実際に使用可能なシリン
ダ制御力は７００−３３０＝３７０ｋｇとなる。 【００１１】乗客に対する安全あるいは乗り心地を確保
する上でも、シリンダ制御力の上限を低く設定する必要
があるが、傾斜制御に必要なシリンダ力も備えていなけ
ればならない。従って、緩和曲線通過中における前後台
車間の軌道のカント量Ｃの違いによって発生する力を無
くすようにしたいという要求がある。そして、その方法
として次のようなことが考えられる。 【００１２】変位フィードバックの代わりに、ロードセ
ル等を使った力のフィードバック形式とすれば、前後台
車１２ｆ，１２ｒのシリンダ制御力を同等にできる。し
かしながら、乗心地に大きく関係する傾斜角速度及び傾
斜角加速度等の制御が困難である。 【００１３】また、油圧制御弁を一つにし、前後台車１
２ｆ，１２ｒの油圧シリンダ２１に対して変位制御を行
えば、両シリンダ制御力は同等となる。しかし、前後台
車１２ｆ，１２ｒ間は一般的に１０ｍ以上もあって配管
が長くなり、多大の流量が必要となるため、制御遅れが
大きくなるという不都合が生じる。 【００１４】さらに、油圧制御弁を前後油圧シリンダ２
１それぞれに対応して設け、両油圧シリンダ２１のピス
トン側同士及びボトム側同士を細管で連通させることに
よってイコライゼーション回路を構成し、前後の油圧シ
リンダ２１それぞれで独立した変位制御を行うことも考
えられる。しかし、イコライゼーション回路への供給の
ため流量が増えることに加え、一方の油圧制御弁で両油
圧シリンダ２１への作動油の供給を行う場合もあり、や
はり制御遅れが生じてしまう。 【００１５】そこで本発明は、逆方向にシリンダ制御力
が出た場合のフェールセーフを考慮した場合のシリンダ
制御力の上限を相対的に低く設定可能でありながら、制
御遅れもなく車体傾斜制御が行え、乗客に対する安全あ
るいは乗り心地を確保することが可能な車体傾斜制御装
置を提供することにある。 【００１６】 【課題を解決するための手段】かかる目的を達成すべ
く、本発明の車体傾斜制御装置は、前後に設けられた台
車上に枕ばねを介して車体を揺動可能に支持すると共
に、該車体と各台車との間にそれぞれ設けられ、車体傾
斜量を変化させる流体作動機構と、該各流体作動機構を
制御する制御機器と、入力された走行速度及び曲線情報
に基づき上記各制御機器に対して車体傾斜指令値を出力
する指令値出力手段とを備えた車体傾斜制御装置におい
て、上記流体作動機構毎に設けられ、上記制御機器に制
御された結果である、上記流体作動機構からのフィード
バック値を検出する検出手段と、該各検出手段により検
出されたフィードバック値と上記指令値との差を、上記
前後台車毎に演算する差分演算手段と、該差分演算手段
により演算された両差の平均値または所定割合値を算出
する算出手段とを備え、該算出手段により算出された平
均値または所定割合値が、上記各流体作動機構に対する
指令値とフィードバック値との差として上記各制御機器
に入力されるようフィードバック回路を構成したことを
特徴とする。 【００１７】 【作用】前記構成を有する本発明の車体傾斜制御装置に
よれば、流体作動機構毎に設けられた検出手段が、制御
機器に制御された結果である流体作動機構からのフィー
ドバック値を検出し、差分演算手段が、検出手段により
検出されたフィードバック値と指令値出力手段から出力
された指令値との差を前後台車毎に演算する。そして、
算出手段が、演算手段により演算された両差の平均値ま
たは所定割合値を算出し、算出手段により算出された平
均値または所定割合値が、各流体作動機構に対する指令
値とフィードバック値との差として各制御機器に入力さ
れる。 【００１８】こうしてフィードバック制御しながら、流
体作動機構により車体傾斜量を変化させていくと、車体
としての傾斜は正確に変位制御可能でありながら、前後
台車における流体作動機構の作動力は同一とでき、さら
にこの作動力は車体傾斜にのみ使用することができる。
従って、逆方向にシリンダ制御力が出た場合のフェール
セーフを考慮した場合のシリンダ制御力の上限を、相対
的に低く設定可能であり、乗客に対する安全あるいは乗
り心地を確保することができる。 【００１９】 【実施例】以下本発明の実施例を図面に基づいて詳細に
説明する。図１は、本発明の一実施例である車体傾斜制
御装置の概略構成図である。なお、車両自体の構成は上
記従来技術の説明の欄において図４を参照して説明した
ので詳しくは述べない。 【００２０】車体１１と前後台車１２ｆ，１２ｒとの間
には、車体傾斜量を変化させる流体作動機構を構成する
油圧シリンダ２１ｆ，２１ｒが配置されている。なお、
前後台車１２ｆ，１２ｒでの同一構成要素に対しては、
記号ｆ，ｒを添字させた番号で示す。添字ｆは前台車１
２ｆに関する構成要素であることを示し、添字ｒは後台
車１２ｒに関する構成要素であることを示す。 【００２１】まず、流体作動機構側の構成を説明する。
前後台車１２ｆ，１２ｒの各油圧シリンダ２１ｆ，２１
ｒには、リリーフ弁２３ｆ，２３ｒを介して油圧制御弁
２５ｆ，２５ｒが接続されている。油圧制御弁２５ｆ，
２５ｒは、アキュムレータ２７ｆ，２７ｒと接続される
と共に、油圧ポンプ２９を含む油圧源３０に接続されて
いる。 【００２２】一方、制御回路側の構成を説明する、油圧
シリンダ２１ｆ，２１ｒには、そのストロークを検出す
る変位計３３ｆ，３３ｒが取り付けられており、本実施
例では、直動形ポテンショメータが利用されている。こ
の変位計３３ｆ，３３ｒの出力は演算器３５ｆ，３５ｒ
に入力しており、後述する振子指令値を演算するＣＰＵ
４０から出力された指令値と変位計３３ｆ，３３ｒの出
力との偏差が、演算器３５ｆ，３５ｒにより演算され
る。 【００２３】そして、各演算器３５ｆ，３５ｒの出力は
加算器３７に入力し、次いで出力を半分にするオペアン
プ３９に入力している。このオペアンプ３９の出力によ
って油圧制御弁２５ｆ，２５ｒを制御可能にされてい
る。このようにして、フィードバック回路が構成されて
いる。 【００２４】次に、本実施例の作動について説明する。
緩和曲線ｂにさしかかる少し前から図示しない中央指令
装置より曲線情報がＣＰＵ４０に入力される。曲線情報
としては、曲率半径、曲線入口の緩和曲線長さ、カント
角等があり、これらの曲線情報と図示しない速度センサ
からの速度情報に基づき、ＣＰＵ４０は車体傾斜指令値
を算出し、各演算器３５ｆ，３５ｒに出力する。この指
令値は、具体的には油圧シリンダ２１ｆ，２１ｒのスト
ローク量である。 【００２５】各演算器３５ｆ，３５ｒにおいては、ＣＰ
Ｕ４０から出力された指令値と前後変位計３３ｆ，３３
ｒから出力されたフィードバック値との偏差が演算され
る。各演算器３５ｆ，３５ｒにおいて演算された偏差
は、加算器３７において加算され、オペアンプ３９で平
均化されて前後の油圧制御弁２５ｆ，２５ｒにそれぞれ
入力される。 【００２６】そのため、前後の油圧制御弁２５ｆ，２５
ｒの弁開度は常に同一となり、その結果、前後台車１２
ｆ，１２ｒの油圧シリンダ２１ｆ，２１ｒにおける油圧
発生力を同じとすることができる。その一例を図２に示
す。図２は曲線通過時の前後台車のカント角及び発生油
圧力を示すタイムチャートである。油圧力のタイムチャ
ートにおいて二点鎖線で示した曲線ａは、従来方式の前
台車側の発生油圧力を示し、破線で示した曲線ｂは従来
方式の後台車側の発生油圧力を示している。そして、実
線で示した曲線ｃは本実施例の前後台車１２ｆ，１２ｒ
の油圧シリンダ２１ｆ，２１ｒにおける油圧発生力を示
している。 【００２７】すなわち、車体１１全体としての傾斜は正
確に変位制御しながら、前後のシリンダ制御力を同一と
することができ、また、このシリンダ制御力は車体傾斜
にのみ利用することが可能である。従って、逆方向にシ
リンダ制御力が出た場合のフェールセーフを考慮した場
合のシリンダ制御力の上限を、相対的に低く設定可能で
あり、乗客に対する安全あるいは乗り心地を確保するこ
とができる。 【００２８】また、例えば図４（Ｃ）に示すように、従
来は緩和曲線ｂにおいて外軌側と内軌側との輪重のアン
バランスが生じていたが、それが無くなるため脱線防止
の面でも有効である。次に別実施例について説明する。
上記実施例で前後の油圧シリンダ２１ｆ，２１ｒが同じ
力を発生している場合は、両油圧制御弁２５ｆ，２５ｒ
が閉となっている場合であるが、両油圧制御弁２５ｆ，
２５ｒが閉の場合は、両油圧シリンダ２１ｆ，２１ｒの
シリンダ制御力を同じにしようとする調整はなされな
い。しかしながら、何等かの理由で傾斜指令値と偏差の
平均値とが一致しているのに、実際にはシリンダ制御力
のアンバランスが生じている可能性もある。そうした場
合に、例えば次の２つの構成を追加することにより、確
実に前後のシリンダ制御力を同一にすることができる。 【００２９】第１の構成は、図３（Ａ）に示すように、
油圧制御弁２５ｆ，２５ｒと油圧シリンダ２１ｆ，２１
ｒ間において、油圧シリンダ２１ｆ，２１ｒのピストン
で隔てられた前後室５１，５３同士を連通するオリフィ
ス５５を設けるものである。こうすることにより、力が
出ている状態では作動油が、前室側から後室側へ、また
はその逆方向に少しづつ流れる。従って、指令値とフィ
ードバック値との差（偏差）が生じて油圧制御弁を開と
するため、結果として前後の油圧シリンダ２１ｆ，２１
ｒの力のアンバランスを無くすよう作動する。 【００３０】第２の構成は、図３（Ｂ）に示すように、
前後の油圧シリンダ２１ｆ，２１ｒ間にイコライゼーシ
ョン回路６１を追加し、油圧制御弁２５ｆ，２５ｒが閉
（あるいは指令電圧が小さい場合）にのみ、このイコラ
イゼーション回路６１を開くようにするものである。イ
コライゼーション回路６１は、油圧シリンダ２１ｆ，２
１ｒの前室５１同士、後室５３同士をそれぞれ連通する
イコライゼーション用油圧配管６３と、その配管６３の
途中に介装された前後用シャットオフ弁６５ｆ，６５ｒ
とで構成される。 【００３１】なお、シャットオフ弁６５ｆ，６５ｒは、
それぞれ対応する油圧シリンダ２１ｆ，２１ｒの近くに
配置し、シリンダ動作時におけるイコライゼーション用
油圧配管６３への油圧供給を少なくして制御遅れを防止
するようにするとよい。また、油圧シリンダ２１ｆ，２
１ｒのピストンロッドが動いていない場合とは、油圧制
御弁２５ｆ，２５ｒからの供給流量は少なくてよいとい
う場合であるため、この場合のイコライゼーション用油
圧配管６３への油圧供給は制御遅れの原因とはならな
い。 【００３２】 【発明の効果】以上詳述したように本発明の車体傾斜制
御装置によれば、逆方向にシリンダ制御力が出た場合の
フェールセーフを考慮した場合のシリンダ制御力の上限
を相対的に低く設定可能でありながら、制御遅れもなく
車体傾斜制御が行え、乗客に対する安全あるいは乗り心
地を確保することが可能である。

【図面の簡単な説明】 【図１】 本発明の一実施例である車体傾斜制御装置の
概略構成図である。 【図２】 曲線通過時の前後台車のカント角及び発生油
圧力を示すタイムチャートである。 【図３】 別実施例を示す油圧回路図である。 【図４】 従来の振子車両の一般的構成を示す説明図で
ある。 【図５】 シリンダ制御力と床面左右加速度との関係を
示すグラフである。 【符号の説明】 １１…車体、 １２ｆ…前台車、 １２ｒ…後台
車、 １５…振子装置、１７…振子梁、
２１ｆ，２１ｒ…油圧シリンダ、２５ｆ，２５ｒ…油
圧制御弁、 ３０…油圧源、３３ｆ，３３ｒ
…変位計、 ３５ｆ，３５ｒ…演算器、３７…加算
器、 ３９…オペアンプ

Claims (1)

1. (57)【特許請求の範囲】 【請求項１】 前後に設けられた台車上に枕ばね及び振
   子装置を介して車体を揺動可能に支持すると共に、該車
   体と各台車との間にそれぞれ設けられ、車体傾斜量を変
   化させる流体作動機構と、該各流体作動機構を制御する
   制御機器と、入力された走行速度及び曲線情報に基づき
   上記各制御機器に対して車体傾斜指令値を出力する指令
   値出力手段とを備えた車体傾斜制御装置において、 上記流体作動機構毎に設けられ、上記制御機器に制御さ
   れた結果である、上記流体作動機構からのフィードバッ
   ク値を検出する検出手段と、 該各検出手段により検出されたフィードバック値と上記
   指令値との差を、上記前後台車毎に演算する差分演算手
   段と、 該差分演算手段により演算された両差の平均値または所
   定割合値を算出する算出手段とを備え、 該算出手段により算出された平均値または所定割合値
   が、上記各流体作動機構に対する指令値とフィードバッ
   ク値との差として上記各制御機器に入力されるようフィ
   ードバック回路を構成したことを特徴とする車体傾斜制
   御装置。