JP6203334B1

JP6203334B1 - Elevator active vibration control device

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Publication number: JP6203334B1
Application number: JP2016112590A
Authority: JP
Inventors: 正昭平井; 中田　好彦; 好彦中田; 丸山　裕; 裕丸山; 翔田中; 洋輔村尾; 琢也藤原; 知洋志岐
Original assignee: Toshiba Elevator Co Ltd
Current assignee: Toshiba Elevator and Building Systems Corp
Priority date: 2016-06-06
Filing date: 2016-06-06
Publication date: 2017-09-27
Anticipated expiration: 2036-06-06
Also published as: CN107458942B; JP2017218261A; CN107458942A

Abstract

【課題】走行時にガイドレールの撓みによって発生する乗りかごの振動を高精度に抑制する。【解決手段】一実施例に係るエレベータのアクティブ制振装置は、レール変位推定ブロック３１とフィードフォワード制御ブロック３３を備える。レール変位推定ブロック３１は、ガイドレールの撓みと乗りかごの水平方向の振動との関係を理論的に表した数学モデルを有し、センサの信号と数学モデルを用いて、走行時に乗りかごの振動原因となるガイドレールの撓み量を略リアルタイムに推定する。フィードフォワード制御ブロック３３は、レール変位推定ブロック３１による推定結果に基づいて乗りかごの振動を抑制する方向に制振機構を制御する。【選択図】図４[PROBLEMS] To suppress the vibration of a car generated by the deflection of a guide rail during traveling with high accuracy. An elevator active vibration damping device according to an embodiment includes a rail displacement estimation block 31 and a feedforward control block 33. The rail displacement estimation block 31 has a mathematical model that theoretically represents the relationship between the deflection of the guide rail and the horizontal vibration of the car, and uses the sensor signal and the mathematical model to vibrate the car during running. Estimate the amount of guide rail deflection in real time. The feedforward control block 33 controls the vibration damping mechanism in a direction to suppress the vibration of the car based on the estimation result by the rail displacement estimation block 31. [Selection] Figure 4

Description

本発明の実施形態は、乗りかごの走行中の振動を抑制するエレベータのアクティブ制振装置に関する。 Embodiments described herein relate generally to an active vibration damping device for an elevator that suppresses vibration during traveling of a car.

エレベータの高速化により、乗りかごの走行中の振動（水平振動）を抑制する技術の重要性が高まっている。なお、走行中に生じる振動の最大の原因は、ガイドレールの微小な撓みにある。すなわち、乗りかごがガイドレールに沿って走行しているときに、不規則に変化する撓みによって強制変位が働き、乗りかごを水平方向に振動する。 With the speeding up of the elevator, the importance of technology for suppressing vibration (horizontal vibration) during traveling of the car is increasing. Note that the largest cause of vibration generated during traveling is the slight deflection of the guide rail. That is, when the car is traveling along the guide rail, forced displacement is caused by irregularly changing deflection, and the car is vibrated in the horizontal direction.

そこで、乗りかごの振動を能動的に抑制する技術が提案されている。その技術の１つとして、予めガイドレールの撓み量をかご位置と関連付けてメモリに記憶しておく方法がある。すなわち、走行中に現在のかご位置におけるガイドレールの撓み量をメモリから読み出し、その撓み量を打ち消すように制振機構をフィードフォワード制御する。 Therefore, a technique for actively suppressing the vibration of the car has been proposed. As one of the techniques, there is a method of previously storing the amount of deflection of the guide rail in a memory in association with the car position. That is, the amount of deflection of the guide rail at the current car position is read from the memory during traveling, and the vibration damping mechanism is feedforward controlled so as to cancel the amount of deflection.

また、別の方法として、走行時に乗りかごとガイドレール間の相対変位を逐次測定し、その測定結果に基づいて制振機構をフィードフォワード的に制御する方法がある。 As another method, there is a method of sequentially measuring the relative displacement between the car and the guide rail during traveling and controlling the vibration damping mechanism in a feed-forward manner based on the measurement result.

特許第２７５６２０８号公報Japanese Patent No. 2756208 特許第２８６５９４９号公報Japanese Patent No. 2865949

しかしながら、ガイドレールの撓み状態は常に一定ではなく、温度、湿度などで微妙に変化する。また、経年的な形状変化もある。したがって、事前にメモリに記憶された撓み量では必ずしも振動を抑制できないことがあり、場合によっては制振機構を逆方向に動かして振動を増長させてしまう可能性もある。 However, the bending state of the guide rail is not always constant and changes slightly with temperature, humidity, and the like. There are also changes over time. Therefore, the amount of deflection stored in the memory in advance may not necessarily suppress the vibration, and in some cases, the vibration control mechanism may be moved in the reverse direction to increase the vibration.

また、走行時に相対変位を逐次測定する方法では、その測定のためのセンサ自体が乗りかごと共に常に揺られているので、測定結果に誤差を含み、振動を確実に抑制することができない。 Further, in the method of sequentially measuring the relative displacement during traveling, the sensor itself for the measurement is always shaken with the car, so that the measurement result includes an error and the vibration cannot be reliably suppressed.

本発明が解決しようとする課題は、走行時にガイドレールの撓みによって発生する乗りかごの振動を高精度に抑制することのできるエレベータのアクティブ制振装置を提供することである。 The problem to be solved by the present invention is to provide an active vibration damping device for an elevator that can highly accurately suppress the vibration of a car generated by the deflection of a guide rail during traveling.

一実施形態に係るエレベータのアクティブ制振装置は、ガイドレールに沿って昇降する乗りかごと、この乗りかごの上記ガイドレールと対向する部分に設置された制振機構と、上記乗りかごの水平方向の振動を検出する少なくとも１つのセンサと、上記ガイドレールの撓みと上記乗りかごの水平方向の振動との関係を理論的に表した数学モデルを有し、上記センサの信号と上記数学モデルを用いて、走行時に上記乗りかごの振動原因となる上記ガイドレールの撓み量を略リアルタイムに推定する推定手段と、この推定手段による推定結果に基づいて上記乗りかごの振動を抑制する方向に上記制振機構を制御する制御手段とを具備する。
上記数学モデルは、上記ガイドレールの撓みによって上記乗りかごが受ける水平方向の振動特性を状態方程式の形で表現したかご振動モデルと、上記ガイドレールの撓みが所定の規則特性をもって変化するものと仮定して状態方程式の形で表現したレール変位モデルとを組み合わせた拡張状態方程式モデルからなることを特徴とする。
An elevator active vibration damping device according to an embodiment includes a car that moves up and down along a guide rail, a vibration damping mechanism that is installed in a portion of the car that faces the guide rail, and a horizontal direction of the car At least one sensor for detecting the vibration of the vehicle, and a mathematical model that theoretically represents the relationship between the deflection of the guide rail and the horizontal vibration of the car, and using the sensor signal and the mathematical model Estimating means for estimating the amount of deflection of the guide rail that causes vibration of the car during traveling in a substantially real-time manner, and the damping in a direction to suppress the vibration of the car based on the estimation result by the estimating means. And a control means for controlling the mechanism.
The mathematical model is assumed to be a car vibration model that expresses in the form of a state equation the horizontal vibration characteristics received by the car due to the deflection of the guide rail, and that the deflection of the guide rail changes with a predetermined regular characteristic. And an extended state equation model combined with a rail displacement model expressed in the form of a state equation.

図１は第１の実施形態に係るエレベータのアクティブ制振装置の構成を模式的に示す図である。FIG. 1 is a diagram schematically illustrating the configuration of an active vibration damping device for an elevator according to a first embodiment. 図２は同実施形態における乗りかごに設けられたアクティブローラガイドの構成を示す図である。FIG. 2 is a view showing a configuration of an active roller guide provided in the car in the embodiment. 図３は同実施形態におけるアクティブローラガイドの制御システムの構成を示す図である。FIG. 3 is a diagram showing a configuration of an active roller guide control system in the same embodiment. 図４は同実施形態における制御装置の機能構成を示すブロック図である。FIG. 4 is a block diagram showing a functional configuration of the control device in the embodiment. 図５は同実施形態における４状態量から２状態量を推定する最小次元オブザーバの構成を説明するための図である。FIG. 5 is a diagram for explaining a configuration of a minimum dimension observer that estimates two state quantities from four state quantities in the embodiment. 図６は同実施形態における８状態量から４状態量を推定する最小次元オブザーバの構成を説明するための図である。FIG. 6 is a diagram for explaining a configuration of a minimum dimension observer that estimates four state quantities from eight state quantities in the embodiment. 図７は同実施形態におけるレール変位推定ブロックの処理を模式的に示す図である。FIG. 7 is a diagram schematically showing the processing of the rail displacement estimation block in the same embodiment. 図８は同実施形態における２振動自由度の振動系モデルを説明するための図である。FIG. 8 is a view for explaining a vibration system model having two vibration degrees of freedom in the embodiment. 図９は同実施形態におけるガイドレールの撓み状態の特徴を説明するための図である。FIG. 9 is a view for explaining the characteristics of the guide rail in the bent state in the embodiment. 図１０は同実施形態におけるガイドレールの撓み波形の振幅成分と周期との関係を示す図である。FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the amplitude component of the deflection waveform of the guide rail and the period in the embodiment. 図１１は同実施形態におけるアクティブローラガイドがレール撓みによる強制変位を受けたときの様子を示す図であり、図１１（ａ）は変位前の状態、同図（ｂ）は変位後の状態を示している。FIGS. 11A and 11B are views showing a state when the active roller guide in the embodiment is subjected to a forced displacement due to rail deflection. FIG. 11A shows a state before displacement, and FIG. 11B shows a state after displacement. Show. 図１２は同実施形態におけるフィードフォワード制御ブロックの処理を模式的に示す図である。FIG. 12 is a diagram schematically showing the processing of the feedforward control block in the same embodiment. 図１３は同実施形態におけるガイドレールの撓み量と推定結果とを比較して示す図である。FIG. 13 is a diagram comparing the amount of deflection of the guide rail and the estimation result in the same embodiment. 図１４は同実施形態における乗りかごの振動と振動抑制結果とを比較して示す図である。FIG. 14 is a diagram comparing the car vibration and the vibration suppression result in the same embodiment. 図１５は第２の実施形態における制御装置の機能構成を示すブロック図である。FIG. 15 is a block diagram illustrating a functional configuration of a control device according to the second embodiment. 図１６は第３の実施形態におけるレール変位モデルを説明するための図である。FIG. 16 is a diagram for explaining a rail displacement model in the third embodiment. 図１７は第４の実施形態に係るエレベータのアクティブ制振装置の構成を模式的に示す図である。FIG. 17 is a diagram schematically illustrating the configuration of an active vibration damping device for an elevator according to a fourth embodiment. 図１８は同実施形態におけるレール変位推定ブロックに実装される最小次元オブザーバの処理を模式的に示す図である。FIG. 18 is a diagram schematically showing processing of the minimum dimension observer implemented in the rail displacement estimation block in the same embodiment.

以下、図面を参照して実施形態を説明する。 Hereinafter, embodiments will be described with reference to the drawings.

（第１の実施形態）
図１は第１の実施形態に係るエレベータのアクティブ制振装置の構成を模式的に示す図である。 (First embodiment)
FIG. 1 is a diagram schematically illustrating the configuration of an active vibration damping device for an elevator according to a first embodiment.

エレベータのシャフト１内に、一対のガイドレール２−１，２−２が立設されている。ガイドレール２−１，２−２は、シャフト１の壁面に垂直方向に等間隔に配置された多数のブラケット３によって固定されている。乗りかご５は、ガイドレール２−１，２−２に昇降自在に支持されている。図示せぬ巻上機の駆動により、乗りかご５は、ロープ４を介してシャフト１内を昇降動作する。 A pair of guide rails 2-1 and 2-2 are erected in the shaft 1 of the elevator. The guide rails 2-1 and 2-2 are fixed to a wall surface of the shaft 1 by a number of brackets 3 arranged at equal intervals in the vertical direction. The car 5 is supported by the guide rails 2-1 and 2-2 so as to be movable up and down. By driving a hoisting machine (not shown), the car 5 moves up and down in the shaft 1 via the rope 4.

ここで、乗りかご５の外枠を構成するかご枠６の４箇所にアクティブローラガイド７−１〜７−４が設置されている。アクティブローラガイド７−１〜７−４は、乗りかご５の振動を能動的に制振しながら走行案内するものである。このうち、アクティブローラガイド７−１と７−２は、かご枠６の上部と下部の一方側（図面の右側）に設けられ、一方のガイドレール２−１に当接している。アクティブローラガイド７−３と７−４は、かご枠６の上部と下部の他方側（図面の左側）に設けられて、他方のガイドレール２−２に当接している。 Here, active roller guides 7-1 to 7-4 are installed at four locations of the car frame 6 constituting the outer frame of the car 5. The active roller guides 7-1 to 7-4 are for guiding the running while actively suppressing the vibration of the car 5. Among these, the active roller guides 7-1 and 7-2 are provided on one side (the right side in the drawing) of the upper and lower parts of the car frame 6 and are in contact with one guide rail 2-1. The active roller guides 7-3 and 7-4 are provided on the other side (the left side in the drawing) of the upper part and the lower part of the car frame 6, and are in contact with the other guide rail 2-2.

また、乗りかご５内に２つの加速度センサ１５−１，１５−２が設置されている。具体的には、例えばかご枠６内の上端部の略中央に加速度センサ１５−１が設置され、かご枠６内の下端部の略中央に加速度センサ１５−２が設置されている。加速度センサ１５−１，１５−２は１軸加速度センサである。一方の加速度センサ１５−１は乗りかご５の上部のｘ方向（左右方向）の加速度を検出し、他方の加速度センサ１５−２は乗りかご５の下部のｘ方向（前後方向）の加速度を検出する。この上下の加速度信号を用いて、かご５の左右方向振動を制御する。 Two acceleration sensors 15-1 and 15-2 are installed in the car 5. Specifically, for example, the acceleration sensor 15-1 is installed in the approximate center of the upper end portion in the car frame 6, and the acceleration sensor 15-2 is installed in the approximate center of the lower end portion in the car frame 6. The acceleration sensors 15-1 and 15-2 are uniaxial acceleration sensors. One acceleration sensor 15-1 detects the acceleration in the x direction (left and right direction) of the upper part of the car 5, and the other acceleration sensor 15-2 detects the acceleration in the x direction (front and rear direction) of the lower part of the car 5. To do. The vertical vibration of the car 5 is controlled using the vertical acceleration signals.

なお、本実施形態では、左右方向の振動を低減する場合について説明するが、同じ方法でかごの前後方向の振動を低減しても良い。その場合、加速度センサ１５−１、１５−２は、それぞれに乗りかご５の前後方向の振動を検出する方向に設置する。左右方向の振動を低減するシステムと前後方向の振動を低減するシステムは、同時設置が可能である。その場合、ｘ方向とｙ方向の加速度を検出する構成として、１つの２軸加速度センサを用いて乗りかご５の上下に設置しても良い。また、加速度センサ１５−１、１５−２を乗りかご５の上下２か所に設置したのは、後述するかご振動の数学モデルを２自由度振動系として、重心の左右振動と回転振動を検出するためである。１自由度振動系としたモデル化した場合には、センサは１個で良い。 In this embodiment, the case of reducing the vibration in the left-right direction will be described, but the vibration in the front-rear direction of the car may be reduced by the same method. In that case, the acceleration sensors 15-1 and 15-2 are installed in directions in which vibrations in the longitudinal direction of the car 5 are detected. A system that reduces vibration in the left-right direction and a system that reduces vibration in the front-rear direction can be installed simultaneously. In that case, as a configuration for detecting the acceleration in the x direction and the y direction, it may be installed above and below the car 5 using one biaxial acceleration sensor. The acceleration sensors 15-1 and 15-2 are installed in two places above and below the car 5 because the left and right vibrations of the center of gravity and rotational vibrations are detected using a mathematical model of car vibration described later as a two-degree-of-freedom vibration system. It is to do. In the case of modeling with a one-degree-of-freedom vibration system, one sensor is sufficient.

以下では、左右方向の振動を低減する場合について説明する。 Below, the case where the vibration of the left-right direction is reduced is demonstrated.

通常、ガイドレール２−１，２−２は、所定の長さを有する複数本のレール部材を垂直方向に連結して構成されている。このガイドレール２−１，２−２を完全に垂直にして立設することは極めて困難であり、微小な撓み（曲がり）が存在する。この撓みが乗りかごの走行時に強制変位として働き、水平方向の揺れ（水平振動）を発生させる。このような水平振動を能動的に抑制するため、アクティブローラガイド７−１〜７−４には制振機構であるアクチュエータ１１−１〜１１−４が備えられている。 Usually, the guide rails 2-1 and 2-2 are configured by vertically connecting a plurality of rail members having a predetermined length. It is extremely difficult to stand the guide rails 2-1 and 2-2 in a completely vertical state, and there is a slight bending (bending). This bending acts as a forced displacement when the car is traveling, and generates horizontal shaking (horizontal vibration). In order to actively suppress such horizontal vibration, the active roller guides 7-1 to 7-4 are provided with actuators 11-1 to 11-4 as vibration control mechanisms.

図２は乗りかご５に設けられたアクティブローラガイド７−１の構成を示す図である。ここでは、かご枠６の上部右側に設けられたアクティブローラガイド７−１の構成を示すが、他のアクティブローラガイド７−２〜７−４についても同様の構成である。 FIG. 2 is a diagram showing a configuration of an active roller guide 7-1 provided in the car 5. Here, the configuration of the active roller guide 7-1 provided on the upper right side of the car frame 6 is shown, but the other active roller guides 7-2 to 7-4 have the same configuration.

アクティブローラガイド７−１には、ガイドレール２−１に当接する案内車輪８−１と、案内車輪８−１を変位自在に支持する支持部材９−１、案内車輪８−１をガイドレール２−１に押し付けるスプリング１０−１が設けられている。なお、実際には、ガイドレール２−１を３方向から挟み込むための３個の案内車輪があるが、ここでは１個の案内車輪のみを示す。 The active roller guide 7-1 includes a guide wheel 8-1 that contacts the guide rail 2-1, a support member 9-1 that supports the guide wheel 8-1 so as to be displaceable, and a guide wheel 8-1 that is connected to the guide rail 2. A spring 10-1 that presses against -1 is provided. Actually, there are three guide wheels for sandwiching the guide rail 2-1 from three directions, but only one guide wheel is shown here.

アクティブローラガイド７−１には、これらの一般的なガイド機構に加えて、制振用のアクチュエータ１１−１が備えられている。アクチュエータ１１−１は、乗りかご５と支持部材９との間に配置され、スプリング１０−１の押し付け力に加えて、任意の力を案内車輪８−１と乗りかご５との間に発生させる。 In addition to these general guide mechanisms, the active roller guide 7-1 includes an actuator 11-1 for vibration suppression. The actuator 11-1 is disposed between the car 5 and the support member 9, and generates an arbitrary force between the guide wheel 8-1 and the car 5 in addition to the pressing force of the spring 10-1. .

図３はアクティブローラガイド７−１，７−２の制御システムの構成を示す図である。なお、ここではかご枠６の上部右側と下部右側に設けられたアクティブローラガイド７−１，７−２に対する制御システムの構成を示すが、他のアクティブローラガイド７−３，７−４についても同様の構成である。 FIG. 3 is a diagram showing a configuration of a control system for the active roller guides 7-1 and 7-2. In addition, although the structure of the control system with respect to the active roller guides 7-1 and 7-2 provided on the upper right side and the lower right side of the car frame 6 is shown here, the other active roller guides 7-3 and 7-4 are also shown. It is the same composition.

かご枠６に設けられた加速度センサ１５−１，１５−２の信号は、制御装置２０に入力される。加速度センサ１５−１，１５−２の信号がアナログ信号の場合には、図示せぬＡ／Ｄ変換器を介して制御装置２０に入力される。デジタル信号であれば、有線または無線により制御装置２０に直接入力される。 Signals from the acceleration sensors 15-1 and 15-2 provided in the car frame 6 are input to the control device 20. When the signals of the acceleration sensors 15-1 and 15-2 are analog signals, they are input to the control device 20 via an A / D converter (not shown). If it is a digital signal, it is directly input to the control device 20 by wire or wirelessly.

制御装置２０は、マイクロコンピュータからなり、乗りかご５に設置されている。制御装置２０は、加速度センサ１５の信号に基づいて、所定の周期（例えば１ｍｓ周期）で乗りかご５の振動を低減させるための演算処理を実行する。 The control device 20 is composed of a microcomputer and is installed in the car 5. Based on the signal from the acceleration sensor 15, the control device 20 executes arithmetic processing for reducing the vibration of the car 5 at a predetermined cycle (for example, 1 ms cycle).

駆動装置２１−１，２１−２は、乗りかご５内に設けられており、制御装置２０から出力される駆動制御信号（力指令信号または変位指令信号）に従ってアクチュエータ１１−１，１１−２を駆動する。実際にはアクチュエータ１１−３，１１−４に対応した駆動装置も設けられており、制御装置２０から出力される駆動制御信号（力指令信号または変位指令信号）に従ってアクチュエータ１１−３，１１−４を駆動する。これにより、乗りかご５が水平方向に振動したときに、その振動を抑える方向にアクチュエータ１１−１〜１１−４が作動して振動を抑制する。 The driving devices 21-1 and 21-2 are provided in the car 5, and the actuators 11-1 and 11-2 are operated according to a driving control signal (force command signal or displacement command signal) output from the control device 20. To drive. Actually, a driving device corresponding to the actuators 11-3 and 11-4 is also provided, and the actuators 11-3 and 11-4 are provided in accordance with a driving control signal (force command signal or displacement command signal) output from the control device 20. Drive. As a result, when the car 5 vibrates in the horizontal direction, the actuators 11-1 to 11-4 operate in a direction to suppress the vibration to suppress the vibration.

なお、水平振動は、左右方向（ｘ方向）の振動と、前後方向（ｙ方向）の振動がある。以下では、左右方向の振動を対象として説明するが、前後方向の振動も同様に適用可能である。 Horizontal vibration includes vibration in the left-right direction (x direction) and vibration in the front-rear direction (y direction). In the following description, the vibration in the left-right direction will be described as an object, but the vibration in the front-rear direction is also applicable.

ここで、本実施形態では、走行時に乗りかご５の振動原因となるガイドレール２−１，２−２の撓み量をオブザーバ（推定器）によりリアルタイムに推定する。そのための手法として、ガイドレール２−１，２−２の撓みと乗りかご５の振動（水平方向の振動）との関係を理論的に表した数学モデルを構築しておく。 Here, in this embodiment, the amount of deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 that causes the vibration of the car 5 during traveling is estimated in real time by an observer (estimator). As a technique for that purpose, a mathematical model that theoretically represents the relationship between the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 and the vibration of the car 5 (horizontal vibration) is constructed.

上記数学モデルは、「かご振動モデル」と「レール変位モデル」とを組み合わせた「拡張状態方程式モデル」からなる。 The mathematical model includes an “extended state equation model” in which a “car vibration model” and a “rail displacement model” are combined.

・「かご振動モデル」は、ガイドレール２−１，２−２の撓みによって乗りかご５が水平方向に強制変位を受けた場合の振動特性を状態方程式の形で表現したものである（式（１）および式（２）参照）。 The “car vibration model” expresses vibration characteristics in the form of a state equation when the car 5 is subjected to a forced displacement in the horizontal direction due to the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 (formula ( 1) and formula (2)).

・「レール変位モデル」は、ガイドレール２−１，２−２の撓みが所定の規則特性をもって変化するものと仮定して状態方程式の形で表現したものである（（式（３）および式（４）参照））。 The “rail displacement model” is expressed in the form of a state equation assuming that the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 changes with a predetermined regular characteristic ((Expression (3) and Expression (See (4))).

・「拡張状態方程式モデル」は、「かご振動モデル」と「レール変位モデル」とを組み合わせた状態方程式である（（式（５）および式（６）参照））。 The “extended state equation model” is a state equation that combines the “car vibration model” and the “rail displacement model” (see (5) and (6)).

オブザーバは、加速度センサ１５−１，１５−２の信号から乗りかご５の状態量として得られる振動速度と振動変位を入力とし、拡張状態方程式モデルを用いてガイドレール２−１，２−２の撓み量を略リアルタイムに推定する。このオブザーバの推定結果に基づいてアクティブローラガイド７−１〜７−４の制振機構（アクチュエータ１１−１〜１１−４）をフィードフォワード制御することによって、あたかも、事前にガイドレール２−１，２−２の撓み量を学習したものと同様の制振効果を得ることができる。 The observer receives the vibration velocity and vibration displacement obtained as the state quantity of the car 5 from the signals of the acceleration sensors 15-1 and 15-2, and inputs the guide rails 2-1 and 2-2 using the extended state equation model. The amount of deflection is estimated in substantially real time. By performing feedforward control of the vibration damping mechanisms (actuators 11-1 to 11-4) of the active roller guides 7-1 to 7-4 based on the estimation result of the observer, it is as if the guide rails 2-1 and 2-1 are previously provided. The same vibration damping effect as that obtained by learning the amount of bending 2-2 can be obtained.

なお、「レール変位モデル」については、ガイドレール２−１，２−２の設置環境に着目して、ある仮定の下にモデル化されている。すなわち、ガイドレール２−１，２−２は、シャフト１の壁面に固定部材であるブラケット３によって固定される。固定点では撓み（曲がり）は抑制されるため、固定点を起点とした周期で撓みやすい。したがって、ガイドレール２−１，２−２の撓みはブラケット３の設置間隔毎の周期を有する略正弦波の特性をもって変化するものと仮定してモデル化する。 The “rail displacement model” is modeled under certain assumptions, focusing on the installation environment of the guide rails 2-1 and 2-2. That is, the guide rails 2-1 and 2-2 are fixed to the wall surface of the shaft 1 by the bracket 3 that is a fixing member. Since bending (bending) is suppressed at the fixed point, it is likely to be bent at a cycle starting from the fixed point. Therefore, the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 is modeled on the assumption that the guide rails 2-1 and 2-2 change with a characteristic of a substantially sine wave having a period for each installation interval of the bracket 3.

以下に、具体的な構成について説明する。
図４は制御装置２０の機能構成を示すブロック図である。 A specific configuration will be described below.
FIG. 4 is a block diagram showing a functional configuration of the control device 20.

制御装置２０には、乗りかご５の水平振動を抑制するための機能として、レール変位推定ブロック３１、フィードフォワード制御ブロック３３、フィードバック制御ブロック３５が備えられている。加速度センサ１５−１，１５−２の出力である加速度信号１６−１，１６−２は、レール変位推定ブロック３１と共にフィードバック制御ブロック３５に与えられる。 The control device 20 includes a rail displacement estimation block 31, a feedforward control block 33, and a feedback control block 35 as functions for suppressing horizontal vibration of the car 5. The acceleration signals 16-1 and 16-2 that are the outputs of the acceleration sensors 15-1 and 15-2 are given to the feedback control block 35 together with the rail displacement estimation block 31.

フィードバック制御ブロック３５は、加速度信号１６−１，１６−２を用いて所定の演算処理を行う。演算方法としては、例えば、加速度信号１６−１，１６−２を積分して振動速度に変換し、その値に所定のゲインを乗じた値をフィーバック制御信号３６−１，３６−２，…として出力する方法がある。この場合、フィーバック制御力は振動減衰力として作用し、乗りかご５に振動が発生したときに速やかに減衰させる効果を期待できる。 The feedback control block 35 performs predetermined arithmetic processing using the acceleration signals 16-1 and 16-2. As a calculation method, for example, the acceleration signals 16-1, 16-2 are integrated and converted into vibration speeds, and a value obtained by multiplying the value by a predetermined gain is the feedback control signals 36-1, 36-2,. There is a way to output as. In this case, the feedback control force acts as a vibration damping force, and it can be expected that the feedback control force is quickly attenuated when vibration is generated in the car 5.

別の方法として、かご振動特性を表す多自由度振動モデルを用いて、複数の加速度センサの信号を多自由度振動モデルに入力し、ＬＱ制御設計によりアクチュエータ１１−１〜１１−４の振動制御力を総合的に算出する方法もある。これについては、本発明の主要部分では無いので、詳細な説明は省略する。 As another method, using a multi-degree-of-freedom vibration model representing car vibration characteristics, signals of a plurality of acceleration sensors are input to the multi-degree-of-freedom vibration model, and vibration control of the actuators 11-1 to 11-4 is performed by LQ control design. There is also a method of calculating force comprehensively. Since this is not the main part of the present invention, a detailed description is omitted.

ここで、本実施形態では、制御装置２０にフィードバック制御ブロック３５とは別に、レール変位推定ブロック３１とフィードフォワード制御ブロック３３が備えられていることが特徴である。 Here, the present embodiment is characterized in that the control device 20 includes a rail displacement estimation block 31 and a feedforward control block 33 in addition to the feedback control block 35.

レール変位推定ブロック３１は、ガイドレール２−１，２−２の撓みによって乗りかご５が受ける水平方向の振動の特性を表す数学モデルを有し、加速度信号１６−１，１６−２の信号と上記数学モデルを用いて、走行時にガイドレール２−１，２−２の撓み量を略リアルタイムに推定する。 The rail displacement estimation block 31 has a mathematical model representing the characteristics of the horizontal vibration received by the car 5 due to the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2, and the signals of the acceleration signals 16-1 and 16-2 Using the above mathematical model, the amount of deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 is estimated substantially in real time during traveling.

詳しくは、「数学モデル」とは、上述した「拡張状態方程式モデル」のことであり、「かご振動モデル」と「レール変位モデル」からなる。レール変位推定ブロック３１は、加速度信号１６−１，１６−２の信号から実際の状態量として得られる振動速度と振動変位を「拡張状態方程式モデル」の「かご振動モデル」に入力する。これにより、「レール変位モデル」から現在のガイドレール２−１，２−２の撓み量に対応した強制変位とその時間微分である変位速度を算出する。 Specifically, the “mathematical model” is the “extended state equation model” described above, and includes a “car vibration model” and a “rail displacement model”. The rail displacement estimation block 31 inputs the vibration velocity and vibration displacement obtained as actual state quantities from the signals of the acceleration signals 16-1 and 16-2 to the “car vibration model” of the “extended state equation model”. As a result, the forced displacement corresponding to the current deflection amount of the guide rails 2-1 and 2-2 and the displacement speed that is the time derivative thereof are calculated from the “rail displacement model”.

オブザーバの設計によっても異なるが、推定演算のサンプリング周期をガイドレール２−１，２−２の撓み波形（撓み状態の時間的な変化を表した波形）の周期よりも早く設定すれば、略リアルタイムな推定が可能である。 Although it depends on the design of the observer, if the sampling period of the estimation calculation is set earlier than the period of the bending waveform of the guide rails 2-1 and 2-2 (the waveform representing the temporal change in the bending state), it is substantially real time. Estimation is possible.

フィードフォワード制御ブロック３３は、レール変位推定ブロック３１から出力されるレール変位推定信号３２−１，３２−２…に基づいて所定の演算処理を行う。なお、レール変位推定信号３２−１，３２−２…は、アクティブローラガイド７−１〜７−４のアクチュエータ１１−１〜１１−４に対応して４つの信号からなる。フィードフォワード制御信号３４−１，３４−２…についても同様であり、アクティブローラガイド７−１〜７−４のアクチュエータ１１−１〜１１−４に対応して４つの信号からなる。 The feedforward control block 33 performs predetermined calculation processing based on the rail displacement estimation signals 32-1, 32-2,... Output from the rail displacement estimation block 31. The rail displacement estimation signals 32-1, 32-2,... Are composed of four signals corresponding to the actuators 11-1 to 11-4 of the active roller guides 7-1 to 7-4. The same applies to the feedforward control signals 34-1 and 34-2... And includes four signals corresponding to the actuators 11-1 to 11-4 of the active roller guides 7-1 to 7-4.

フィードフォワード制御信号３４−１，３４−２…は、ガイドレール２−１，２−２の撓みによる強制変位と変位速度を打ち消す方向にアクチュエータ１１−１〜１１−４を駆動させるものとなる。詳細については後述する。 The feedforward control signals 34-1, 34-2,... Drive the actuators 11-1 to 11-4 in a direction that cancels the forced displacement and the displacement speed caused by the deflection of the guide rails 2-1, 2-2. Details will be described later.

最終的には、フィードバック制御信号３６−１，３６−２…とフィードフォワード制御信号３４−１，３４−２…を加算器３７−１，３７−２…でそれぞれに足し合わせた結果が振動制御信号３８−１，３８−２…となる。この振動制御信号３８−１，３８−２…は、図３に示した駆動装置２１−１，２１−２…に与えられ、アクティブローラガイド７−１〜７−４のアクチュエータ１１−１〜１１−４をそれぞれ駆動する。 Finally, the results of adding the feedback control signals 36-1, 36-2,... And the feedforward control signals 34-1, 34-2,. Signals 38-1, 38-2,. The vibration control signals 38-1, 38-2,... Are given to the driving devices 21-1, 21-2,... Shown in FIG. -4 are respectively driven.

なお、原理的には、フィードフォワード制御信号３４−１，３４−２…だけで振動を０近くまで低減できる。しかし、実際には、レール変位推定信号３２−１，３２−２…に当然ながら誤差も生じるため、推定誤差が大きいときには、振動制御が加振側に働き、制御が発散する可能性が考えられる。このような場合、フィードバック制御信号３６−１，３６−２…があれば、かご振動を減衰させて制御を安定化させる成分となるため、フィードフォワード制御信号４４の誤差の影響を緩和することができる。 In principle, the vibration can be reduced to nearly zero only by the feedforward control signals 34-1, 34-2,. Actually, however, an error also occurs in the rail displacement estimation signals 32-1, 32-2,..., So that when the estimation error is large, the vibration control may act on the excitation side and the control may diverge. . In such a case, if there are feedback control signals 36-1, 36-2,..., It becomes a component that attenuates the car vibration and stabilizes the control, so that the influence of the error of the feedforward control signal 44 can be reduced. it can.

次に、レール変位推定ブロック３１の演算処理について詳しく説明する。 Next, the calculation process of the rail displacement estimation block 31 will be described in detail.

まず、理解を容易にするため、レール変位推定ブロック３１に実装される最小次元オブザーバの基本的な構成について説明する。 First, in order to facilitate understanding, a basic configuration of a minimum dimension observer mounted on the rail displacement estimation block 31 will be described.

図５は４つの状態量から２つの状態量を推定する最小次元オブザーバの構成を説明するための図である。図中のＡ，Ｂ，Ｃ…などの記号は行列式であり、所定の配列である。「１／ｓ」は積分、ハット記号（＾）は推定値を示している。４０は実際の振動系を表した実物モデルであり、「プラント」とも呼ばれる。４１は最小次元オブザーバである。 FIG. 5 is a diagram for explaining a configuration of a minimum dimension observer that estimates two state quantities from four state quantities. Symbols such as A, B, C... In the figure are determinants and have a predetermined arrangement. “1 / s” indicates integration, and a hat symbol (^) indicates an estimated value. Reference numeral 40 denotes a real model representing an actual vibration system, which is also called a “plant”. Reference numeral 41 denotes a minimum dimension observer.

ある４つの状態量を持つ振動系において、外乱Ｕ１〜Ｕ２を受けて各部が状態量Ｘ１〜Ｘ４で振動したとする。状態量Ｘ１〜Ｘ４のうち、状態量Ｘ１，Ｘ２は１つの加速度センサから得られるものとする。残りの状態量Ｘ３，Ｘ４について、最小次元オブザーバ４１を用いて推定する。 In a vibration system having four state quantities, it is assumed that each part vibrates with state quantities X1 to X4 in response to disturbances U1 to U2. Of the state quantities X1 to X4, the state quantities X1 and X2 are obtained from one acceleration sensor. The remaining state quantities X3 and X4 are estimated using the minimum dimension observer 41.

ここで、振動系が外乱Ｕ１〜Ｕ２を受けた場合に、どのような状態で振動するのかを理論的にモデル化しておく必要がある。振動系をモデル化できれば、最小次元オブザーバ４１を用いて未知の状態量Ｘ３，Ｘ４を推定することができる。 Here, it is necessary to theoretically model in what state the vibration system vibrates when subjected to disturbances U1 and U2. If the vibration system can be modeled, unknown state quantities X3 and X4 can be estimated using the minimum dimension observer 41.

具体的に説明すると、まず、Ａ，Ｂ，Ｃ…の行列式は、乗りかご５の諸元（重量、慣性モーメント、ローラガイドのバネ定数など）によって決められる。ここで、乗りかご５の振動特性として、図８に示すように、重心の水平振動変位Ｘ（ｔ）と、重心回りの回転振動角度θ（ｔ）の２つの振動自由度を持つ振動系モデルを考える。 More specifically, first, the determinant of A, B, C... Is determined by the specifications of the car 5 (weight, moment of inertia, roller constant spring constant, etc.). Here, as vibration characteristics of the car 5, as shown in FIG. 8, a vibration system model having two vibration degrees of freedom, that is, a horizontal vibration displacement X (t) of the center of gravity and a rotational vibration angle θ (t) around the center of gravity. think of.

乗りかご５の諸元として、かご重量をＭ（ｋｇ）、慣性モーメントをＪ（ｋｇ・ｍ^２）、重心から上下のローラガイドまでの距離をＬ１，Ｌ２［ｍ］、上下のローラガイドのバネ定数をＫ［Ｎ／ｍ］、バネに含まれる減衰定数をＣ［Ｎｓ/ｍ］とする。 As the specifications of the car 5, the weight of the car is M (kg), the moment of inertia is J (kg · m ² ), the distance from the center of gravity to the upper and lower roller guides is L1, L2 [m], the springs of the upper and lower roller guides The constant is K [N / m], and the damping constant included in the spring is C [Ns / m].

乗りかご５の重心の水平振動変位をＸ（ｔ）、重心周りの回転振動角度をθ（ｔ）とし、それらの時間微分をＸ’（ｔ）、θ’（ｔ）と記述すると、図８の振動系モデルの状態方程式は、一般的に下記の式（１），式（２）で表される。

If the horizontal vibration displacement of the center of gravity of the car 5 is X (t), the rotational vibration angle around the center of gravity is θ (t), and their time derivatives are described as X ′ (t) and θ ′ (t), FIG. The state equation of the vibration system model is generally expressed by the following equations (1) and (2).

ここで、Ａ［４×４］，Ｂ［４×４］、Ｃ［４×４］は、上述した乗りかご５の諸元値で一意に定まる定数マトリクス値である。一般的なので、具体的な値の記述は省略する。 Here, A [4 × 4], B [4 × 4], and C [4 × 4] are constant matrix values that are uniquely determined by the specification values of the car 5 described above. Since it is general, description of specific values is omitted.

変位ベクトルＵ（ｔ）＝Ｄ１、Ｄ２、Ｄ１’，Ｄ２’が与えられた場合、乗りかご５にどのような水平振動変位Ｘ（ｔ）および回転振動角度θ（ｔ）が生じるのかは、式（１），式（２）により理論的に計算できる。 When the displacement vector U (t) = D1, D2, D1 ′, D2 ′ is given, what horizontal vibration displacement X (t) and rotational vibration angle θ (t) are generated in the car 5 It can be theoretically calculated by (1) and equation (2).

また、加速度センサをかご重心に設置して、その加速度センサの信号から水平振動変位Ｘ１＝Ｘ（ｔ）と、その微分値Ｘ２＝ｄＸ（ｔ）／ｄｔを求めれば、最小次元オブザーバ４１を用いて回転振動角度Ｘ３＝θ（ｔ）と、その微分値Ｘ４＝dθ／ｄｔを容易に推定することができる。 If the acceleration sensor is installed at the center of gravity of the car and the horizontal vibration displacement X1 = X (t) and the differential value X2 = dX (t) / dt are obtained from the signal of the acceleration sensor, the minimum dimension observer 41 is used. Thus, the rotational vibration angle X3 = θ (t) and the differential value X4 = dθ / dt can be easily estimated.

本実施形態では、このような最小次元オブザーバの技術を利用し、走行時に乗りかご５の振動原因となるガイドレール２−１，２−２の撓み量を略リアルタイムに推定可能とするシステムを実現している。 In this embodiment, such a minimum-dimensional observer technology is used to realize a system that can estimate the amount of deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 that cause vibration of the car 5 during traveling in substantially real time. doing.

図５では４つの状態量を持つ振動系モデルを例にして説明したが、本実施形態のように乗りかご５に２つの加速度センサ１５−１，１５−２が設置されている場合には、８つの状態量を持つ振動系モデルを構築しておく。そのうちの４つの状態量を推定するため、図６に示すような最小次元オブザーバ４３を用いる。 In FIG. 5, the vibration system model having four state quantities has been described as an example. However, when two acceleration sensors 15-1 and 15-2 are installed in the car 5 as in the present embodiment, A vibration system model having eight state quantities is constructed in advance. In order to estimate four of them, a minimum dimension observer 43 as shown in FIG. 6 is used.

図６は８つの状態量から４つの状態量を推定する最小次元オブザーバの構成を説明するための図である。図中のＡ，Ｂ，Ｃ…などの記号は行列式であり、所定の配列である。「１／ｓ」は積分、ハット記号（＾）は推定値を示している。４２は実際の振動系を表した実物モデルであり、「プラント」とも呼ばれる。４３は最小次元オブザーバである。 FIG. 6 is a diagram for explaining the configuration of a minimum dimension observer that estimates four state quantities from eight state quantities. Symbols such as A, B, C... In the figure are determinants and have a predetermined arrangement. “1 / s” indicates integration, and a hat symbol (^) indicates an estimated value. Reference numeral 42 denotes a real model representing an actual vibration system, which is also called a “plant”. Reference numeral 43 denotes a minimum dimension observer.

ある８つの状態量を持つ振動系において、外乱Ｕ１〜Ｕ４を受けて各部が状態量Ｘ１〜Ｘ８で振動したとする。状態量Ｘ１〜Ｘ８のうち、状態量Ｘ１〜Ｘ４は２つの加速度センサから得られるものとし、残りの状態量Ｘ５〜Ｘ８について、オブザーバを用いて推定する。 In a vibration system having eight state quantities, it is assumed that each part vibrates with state quantities X1 to X8 in response to disturbances U1 to U4. Of the state quantities X1 to X8, the state quantities X1 to X4 are obtained from two acceleration sensors, and the remaining state quantities X5 to X8 are estimated using an observer.

まず、乗りかご５の重心の水平振動変位Ｘ（ｔ）、回転角度変位θ（ｔ）、これらの微分の合計４つの状態量をＸ１〜Ｘ４とする。また、状態量Ｘ５〜Ｘ８として、上側ローラガイドが受ける変位Ｄ１（ｔ）と、下側ローラガイドが受ける変位Ｄ２（ｔ）、およびそれらの時間微分であるｄＤ１／ｄｔ＝Ｄ１’（ｔ），ｄＤ２／ｄｔ＝，Ｄ２’（ｔ）を推定するシステムを考える。 First, the horizontal vibration displacement X (t) of the center of gravity of the car 5, the rotational angle displacement θ (t), and a total of four state quantities of these derivatives are X1 to X4. Further, as the state quantities X5 to X8, the displacement D1 (t) received by the upper roller guide, the displacement D2 (t) received by the lower roller guide, and their time derivative dD1 / dt = D1 ′ (t), Consider a system that estimates dD2 / dt =, D2 ′ (t).

ここで、Ａ，Ｂ，Ｃの行列は、８個の状態量を計算するために８×８の行列とする必要がある。変位Ｄ１（ｔ）、Ｄ２（ｔ）が、それぞれにブラケット３の設置間隔の周期と乗りかご５の走行速度ｖとで決まる周波数ω_１の周期を持つ正弦波の特性で変化するものとすると仮定する。つまり、下記のような式で表されるものとする。 Here, the matrix of A, B, and C needs to be an 8 × 8 matrix in order to calculate eight state quantities. It is assumed that the displacements D1 (t) and D2 (t) change with characteristics of a sine wave having a period of frequency ω ₁ determined by the period of the installation interval of the bracket 3 and the traveling speed v of the car 5, respectively. To do. That is, it is expressed by the following formula.

Ｄ１（ｔ）＝α・ｓｉｎ（ωｔ）
ただし、αは任意の係数である。また、ω＝ω_１＝１／（Ｌ／ｖ）×２π（ｒａｄ／ｓ）、Ｌはブラケット周期［ｍ］、ｖは走行速度［ｍ／ｓ］である。Ｄ２（ｔ）についても同様である。 D1 (t) = α · sin (ωt)
Here, α is an arbitrary coefficient. Also, ω = ω ₁ = 1 / (L / v) × 2π (rad / s), L is the bracket period [m], and v is the traveling speed [m / s]. The same applies to D2 (t).

上記の式は、ガイドレール２−１，２−２の撓み変化の特徴に基づいている。すなわち、図９に示すように、通常、ガイドレール２−１，２−２は、それぞれに所定の長さを有する複数本のレール部材２ａ，２ｂ，２ｃ…を垂直方向に継ぎ合わせて、シャフト１内にブラケット３によって固定されている。このため、ブラケット３の設置間隔あるいはレール部材２ａ，２ｂ，２ｃ…の継ぎ目でガイドレール２−１，２−２の撓みが変化する可能性が高い。 The above formula is based on the characteristics of the deflection change of the guide rails 2-1 and 2-2. That is, as shown in FIG. 9, the guide rails 2-1 and 2-2 usually have a plurality of rail members 2a, 2b, 2c,. 1 is fixed by a bracket 3. Therefore, there is a high possibility that the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 changes at the installation interval of the bracket 3 or the joint of the rail members 2a, 2b, 2c.

図１０はガイドレール２−１，２−２の撓み波形の振幅成分と周期との関係を示す図である。 FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the amplitude component of the deflection waveform of the guide rails 2-1 and 2-2 and the period.

ガイドレール２−１，２−２の撓み波形は、ブラケット３の設置間隔の周期と走行速度ｖとで定まる周波数ω_１の成分と、レール部材２ａ，２ｂ，２ｃ…の継ぎ目の周期と走行速度ｖとで定まる周波数ω_２の成分を含む。その中でも周波数ω_１の成分が卓越している。周波数ω_１の成分に着目した場合、変位Ｄ１（ｔ）の２階微分は、
Ｄ１（ｔ）"＝−ω^２Ｄ１（ｔ）
となる。ここでは、ω＝ω_１である。これを状態方程式の形で表現すると、下記の式（３）のようになる。

Deflection waveform of the guide rails 21 and 22, the period and the running speed of the cycle of the installation interval between the running speed v and at a determined frequency omega ₁ of the component, the

rail member

2a, 2b, 2c ... seam of the bracket 3 A component of frequency ω ₂ determined by v is included. Among them, the component of the frequency ω ₁ is outstanding. When focusing on the component of the frequency ω ₁ , the second derivative of the displacement D1 (t) is
D1 (t) "=-ω ² D1 (t)
It becomes. Here is a ω = ω _1. When this is expressed in the form of a state equation, the following equation (3) is obtained.

変位Ｄ２（ｔ）についても同様であり、下記の式（４）のようになる。

The same applies to the displacement D2 (t), and the following equation (4) is obtained.

したがって、図６に示した８つの状態量を持つ振動系の状態方程式は、式（１）〜式（４）を組み合わせて、下記の式（５），（６）で表される。

Therefore, the state equation of the vibration system having eight state quantities shown in FIG. 6 is expressed by the following equations (5) and (6) by combining equations (1) to (4).

ここで、行列Ａ，Ｂ，Ｃnew、Ｄnewを図６に適用し、加速度センサ１５−１，１５−２から得られる４つの状態量Ｘ１〜Ｘ４＝［Ｘ’，Ｘ，θ’，θ］を最小次元オブザーバ４３に入力すると、残りの４つの状態量Ｘ５〜Ｘ８＝［Ｄ１’，Ｄ１，Ｄ２’，Ｄ２］を推定できる。これは、乗りかご５の現在の状態量を計測可能なセンサがあれば、走行時に乗りかご５がガイドレール２−１，２−２に接触している部分の撓み量を略リアルタイムで推測できることを意味する。 Here, the matrices A, B, Cnew, and Dnew are applied to FIG. 6, and the four state quantities X1 to X4 = [X ′, X, θ ′, θ] obtained from the acceleration sensors 15-1 and 15-2 are expressed. When input to the minimum dimension observer 43, the remaining four state quantities X5 to X8 = [D1 ′, D1, D2 ′, D2] can be estimated. This means that if there is a sensor capable of measuring the current state quantity of the car 5, the amount of deflection of the part where the car 5 is in contact with the guide rails 2-1 and 2-2 during traveling can be estimated in substantially real time. Means.

このような処理を模式的に示すと図７のようになる。つまり、レール変位推定ブロック３１は、加速度信号１６−１，１６−２を入力とする最小次元オブザーバ４３の構成となる。 Such processing is schematically shown in FIG. That is, the rail displacement estimation block 31 has the configuration of the minimum dimension observer 43 that receives the acceleration signals 16-1 and 16-2.

次に、フィードフォワード制御ブロック３３の演算処理について説明する。 Next, the calculation process of the feedforward control block 33 will be described.

図１１はアクティブローラガイド７−１がレール撓みによる強制変位を受けたときの様子を示す図であり、図１１（ａ）は変位前の状態、同図（ｂ）は変位後の状態を示している。 FIGS. 11A and 11B are views showing a state when the active roller guide 7-1 is subjected to a forced displacement due to rail deflection, FIG. 11A shows a state before displacement, and FIG. 11B shows a state after displacement. ing.

例えば上側のアクティブローラガイド７−１が変位Ｄ１（ｔ）を受けたとする。このとき、乗りかご５の水平位置が変化しないとすると、スプリング１０−１の撓み量はＤ１［ｍ］となる。 For example, it is assumed that the upper active roller guide 7-1 receives the displacement D1 (t). At this time, if the horizontal position of the car 5 does not change, the amount of deflection of the spring 10-1 is D1 [m].

ここで、スプリング１０−１のバネ定数をＫ［Ｎ／ｍ］、減衰定数をＣ［Ｎｓ/ｍ］とすると、スプリング１０−１が乗りかご５に加える力Ｆ１（Ｎ）は、下記のように表される。 Here, when the spring constant of the spring 10-1 is K [N / m] and the damping constant is C [Ns / m], the force F1 (N) applied to the car 5 by the spring 10-1 is as follows. It is expressed in

Ｆ１＝Ｋ・Ｄ１（ｔ）＋Ｃ×Ｄ１'（ｔ）
このＦ１が、乗りかご５の加振力となる。 F1 = K · D1 (t) + C × D1 ′ (t)
This F1 is the exciting force of the car 5.

これに対し、アクチュエータ１１−１で、−Ｆ１の力を発生させると、乗りかご５に伝わる加振力Ｆは
Ｆ＝Ｆ１rail−Ｆ１actuator＝０
となり、加振を受けないことになる。Ｆ１railはレールの撓みによる強制変位の力、Ｆ１actuatorはアクチュエータ１１−１が発生する力である。上側のアクティブローラガイド７−２が変位Ｄ２（ｔ）を受けたときも同様である。 On the other hand, when the actuator 11-1 generates a force of -F1, the excitation force F transmitted to the car 5 is F = F1rail-F1actuator = 0.
And will not be subjected to vibration. F1rail is a force of forced displacement due to the deflection of the rail, and F1actuator is a force generated by the actuator 11-1. The same applies when the upper active roller guide 7-2 receives the displacement D2 (t).

このような処理を模式的に示すと、図１２のようになる。すなわち、フィードフォワード制御ブロック３３は、レール変位推定信号３２−１，３２−２…として得られる変位Ｄ１（ｔ），Ｄ２（ｔ）…とこれらの微分値Ｄ１'（ｔ），Ｄ２'（ｔ）…に、それぞれにバネ定数Ｋ、減衰定数Ｃを乗じて足し合わせることで、フィードフォワード制御信号３４−１，３４−２…を生成する。 Such a process is schematically shown in FIG. That is, the feedforward control block 33 detects the displacements D1 (t), D2 (t)... Obtained as the rail displacement estimation signals 32-1, 32-2 ... and their differential values D1 ′ (t), D2 ′ (t ... Are multiplied by a spring constant K and a damping constant C, respectively, and added to generate feedforward control signals 34-1 34-2,.

図４に示したように、最終的には、フィードバック制御信号３６−１，３６−２…とフィードフォワード制御信号３４−１，３４−２…とを足し合わせた振動制御信号３８−１，３８−２…が駆動装置２１−１，２１−２…に与えられる。これにより、アクティブローラガイド７−１〜７−４のアクチュエータ１１−１〜１１−４が乗りかご５の水平振動を抑制する方向に動く。 As shown in FIG. 4, finally, the vibration control signals 38-1, 38-2 obtained by adding the feedback control signals 36-1, 36-2,... And the feedforward control signals 34-1, 34-2,. ... Are given to the driving devices 21-1, 21-2,. As a result, the actuators 11-1 to 11-4 of the active roller guides 7-1 to 7-4 move in a direction to suppress horizontal vibration of the car 5.

図１３はガイドレールの撓み量と本実施形態の方法で撓み量を推定した結果とを比較して示す図であり、横軸は時間［ｓｅｃ］、縦軸は変位［ｍｍ］を表わしている。 FIG. 13 is a diagram showing a comparison between the amount of deflection of the guide rail and the result of estimating the amount of deflection by the method of the present embodiment, where the horizontal axis represents time [sec] and the vertical axis represents displacement [mm]. .

図中の実線で示す波形５０は走行時に乗りかご５の振動原因となるガイドレール２−１，２−２の撓み量をシミュレーションした結果を表している。これに対し、図中の一点鎖線で示す波形５１はレール変位推定ブロック３１によって理論的に推定したガイドレール２−１，２−２の撓み量をシミュレーションした結果を表している。両者の比較から本実施形態の方法により実際のガイドレール２−１，２−２の撓み量と近似した結果が得られることがわかる。 A waveform 50 indicated by a solid line in the figure represents a result of simulating the amount of deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 that causes vibration of the car 5 during traveling. On the other hand, a waveform 51 indicated by a one-dot chain line in the drawing represents a result of simulating the deflection amount of the guide rails 2-1 and 2-2 theoretically estimated by the rail displacement estimation block 31. From the comparison between the two, it can be seen that the method of the present embodiment can obtain a result approximate to the actual deflection amount of the guide rails 2-1 and 2-2.

図１４は乗りかご５の振動と本実施形態の方法で振動抑制した結果とを比較して示す図であり、横軸は時間［ｓｅｃ］、縦軸は加速度［ｇａｌ］を表わしている。 FIG. 14 is a diagram comparing the vibration of the car 5 with the result of vibration suppression by the method of the present embodiment, where the horizontal axis represents time [sec] and the vertical axis represents acceleration [gal].

図中の実線で示す波形５２は、ガイドレール２−１，２−２の撓みによって乗りかご５が強制変位を受けときに発生する水平振動をシミュレーションした結果を表している。これに対し、図中の一点鎖線で示す波形５３は、本実施形態の方法で水平振動を抑制した状態をシミュレーションした結果を表している。両者の比較から本実施形態の方法で乗りかご５の水平振動を０に近く状態まで低減できたことが分かる。 A waveform 52 indicated by a solid line in the drawing represents a result of simulating horizontal vibration generated when the car 5 is subjected to forced displacement due to the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2. On the other hand, the waveform 53 shown with the dashed-dotted line in a figure represents the result of having simulated the state which suppressed horizontal vibration with the method of this embodiment. From the comparison between the two, it can be seen that the horizontal vibration of the car 5 can be reduced to a state close to 0 by the method of the present embodiment.

以上のように本実施形態によれば、走行時にガイドレール２−１，２−２の撓み量を略リアルタイムに推定して、制振機構であるアクチュエータ１１−１〜１１−４をフィードフォワード制御することができる。したがって、ガイドレール２−１，２−２の撓みが気温や湿度、経年的に変化したとしても、現在の撓みに起因とした水平振動を確実にとらえて効果的に低減することができる。また、変位センサを用いてかご位置を基準にして変位を計測する方法と違って、振動による測定誤差を含まないので、アクチュエータ１１−１〜１１−４を高精度に制振制御できるメリットがある。 As described above, according to the present embodiment, the amount of deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 is estimated substantially in real time during travel, and the actuators 11-1 to 11-4 that are vibration control mechanisms are feedforward controlled. can do. Therefore, even if the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 changes with temperature, humidity, and aging, the horizontal vibration caused by the current deflection can be reliably captured and effectively reduced. Further, unlike the method of measuring displacement based on the car position using a displacement sensor, it does not include measurement errors due to vibration, so there is a merit that the actuators 11-1 to 11-4 can be subjected to vibration suppression control with high accuracy. .

（第２の実施形態）
次に、第２の実施形態について説明する。 (Second Embodiment)
Next, a second embodiment will be described.

図１５は第２の実施形態における制御装置２０の機能構成を示すブロック図である。なお、上記第１の実施形態における図４の構成と同じ部分には同一符号を付して、その説明を省略するものとする。 FIG. 15 is a block diagram illustrating a functional configuration of the control device 20 according to the second embodiment. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the same part as the structure of FIG. 4 in the said 1st Embodiment, and the description shall be abbreviate | omitted.

第２の実施形態において、制御装置２０には２つのレール変位推定ブロック３１ａ，２１ｂが備えられている。図１０に示したように、ガイドレール２−１，２−２の撓み波形を分析すると、
（１）ブラケット周期
（２）レール継ぎ目周期
が顕著という特徴がある。 In the second embodiment, the control device 20 includes two rail displacement estimation blocks 31a and 21b. As shown in FIG. 10, when analyzing the deflection waveforms of the guide rails 2-1 and 2-2,
(1) Bracket period (2) The rail joint period is remarkable.

上記第１の実施形態では、特に卓越しているブラケット周期をレール撓み波形の周期としてモデル化した。この場合、レール継ぎ目の影響が考慮されないため、推定誤差が大きくなることも想定される。 In the first embodiment, the bracket period that is particularly outstanding is modeled as the period of the rail deflection waveform. In this case, since the influence of the rail joint is not considered, it is assumed that the estimation error becomes large.

そこで、第２の実施形態では、２つのレール変位推定ブロック３１ａ，３１ｂを備え、一方のレール変位推定ブロック３１ａではブラケット周期、他方のレール変位推定ブロック３１ｂではレール繋ぎ目周期に着目して推定演算を行う構成とする。 Therefore, in the second embodiment, two rail displacement estimation blocks 31a and 31b are provided, and an estimation calculation is performed by paying attention to a bracket cycle in one rail displacement estimation block 31a and a rail joint cycle in the other rail displacement estimation block 31b. It is set as the structure which performs.

すなわち、レール変位推定ブロック３１ａでは、レール撓みがブラケット周期と走行速度ｖとで定まる周波数ω_１を有する略正弦波の特性を持つものと仮定したレール変位モデルを用いて推定演算処理を行う。一方、レール変位推定ブロック３１ｂでは、レール撓みがレール継ぎ目周期と走行速度ｖとで定まる周波数ω_２を有する略正弦波の特性を持つものと仮定したレール変位モデルを用いて推定演算処理を行う。 That is, the estimation calculation processing is performed by using a rail displacement model was assumed to have a characteristic of substantially sinusoidal having the rail displacement estimation block 31a, the frequency omega ₁ of the rail deflection is determined by the traveling speed v and the bracket periods. On the other hand, the rail displacement estimation block 31b performs an estimation calculation process using a rail displacement model that assumes that the rail deflection has a characteristic of a substantially sine wave having a frequency ω ₂ determined by the rail joint period and the traveling speed v.

このレール変位推定ブロック３１ａ，３１ｂから出力されるレール変位推定信号３２ａ−１，３２ａ−２…とレール変位推定信号３２ｂ−１，３２ｂ−２…をそれぞれに足し合わせたものを最終的な推定結果とする。 A final estimation result obtained by adding the rail displacement estimation signals 32a-1, 32a-2,... Output from the rail displacement estimation blocks 31a, 31b and the rail displacement estimation signals 32b-1, 32b-2,. And

このように第２の実施形態によれば、ブラケット周期とレール継ぎ目周期の２つの特徴的な周期を考慮したレール変位モデルを用いることで、ガイドレール２−１，２−２の撓みの特徴をより反映させた推定処理を実施できる。その推定結果を用いてアクチュエータ１１−１〜１１−４をフィードフォワード制御することで、より精度の高い制振効果を期待できる。 As described above, according to the second embodiment, by using the rail displacement model considering the two characteristic periods of the bracket period and the rail joint period, the characteristics of the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 can be obtained. It is possible to carry out an estimation process that is more reflected. By performing feedforward control of the actuators 11-1 to 11-4 using the estimation result, a more accurate vibration damping effect can be expected.

なお、上記第２の実施形態では、レール変位推定ブロック３１ａとレール変位推定ブロック３１ｂの両方の推定結果を用いてフィードフォワード制御を行う構成したが、どちらか一方の推定結果を用いてフィードフォワード制御を行う構成としても良い。 In the second embodiment, the feedforward control is performed using the estimation results of both the rail displacement estimation block 31a and the rail displacement estimation block 31b. However, the feedforward control is performed using either one of the estimation results. It is good also as a structure which performs.

また、別の方法として、乗りかご５の水平振動の固有周波数ωｎに着目してレール撓みをモデル化することでも良い。すなわち、乗りかご５の高速走行時に生じる水平振動において、支配的な周波数は、乗りかご５が持つ共振周波数ωｎ［ｒａｄ］である。 Alternatively, rail deflection may be modeled by paying attention to the natural frequency ωn of the horizontal vibration of the car 5. That is, the dominant frequency in the horizontal vibration generated when the car 5 travels at a high speed is the resonance frequency ωn [rad] of the car 5.

この共振周波数ωｎは、概ね、下記の式（７）で算出できる。

This resonance frequency ωn can be generally calculated by the following equation (7).

ただし、Ｋは上下ローラガイドのバネ定数［Ｎ／ｍ］、Ｍはかご重量（ｋｇ）である。 Here, K is the spring constant [N / m] of the upper and lower roller guides, and M is the car weight (kg).

このような共振周波数ωｎに着目してレール撓みをモデル化した場合、実際の撓み波形とは一致しない。しかしながら、撓み波形の中で共振周波数ωｎの成分がたとえ小さくても、乗りかご５の大きな揺れに繋がる。したがって、共振周波数ωｎでモデル化しておくことでも、効果的に振動を抑制できる可能性がある。 When the rail deflection is modeled by paying attention to such a resonance frequency ωn, it does not coincide with the actual deflection waveform. However, even if the component of the resonance frequency ωn is small in the bending waveform, the car 5 is greatly shaken. Therefore, there is a possibility that vibration can be effectively suppressed by modeling at the resonance frequency ωn.

また、乗りかご５が持つ共振周波数ωｎに一致する成分のみを推定することなるため、その推定した波形は小さくなる。そのため、アクチュエータ１１−１〜１１−４の動作量も小さくなり、省エネ効果を期待できる。 Further, since only the component that matches the resonance frequency ωn of the car 5 is estimated, the estimated waveform becomes small. Therefore, the operation amount of the actuators 11-1 to 11-4 is also reduced, and an energy saving effect can be expected.

（第３の実施形態）
次に、第３の実施形態について説明する。 (Third embodiment)
Next, a third embodiment will be described.

図１６は第３の実施形態におけるレール変位モデルを説明するための図である。 FIG. 16 is a diagram for explaining a rail displacement model in the third embodiment.

上記第１の実施形態では、ガイドレール２−１，２−２の撓みが略正弦波の特徴を有するものとしてモデル化した。これに対し、第３の実施形態では、ガイドレール２−１，２−２の撓みが図１６に示すようなステップ波５４の特徴を有するものとしてモデル化する。すなわち、撓みの変化が細かい段差を組み合わせたステップ波５４としてモデル化する。ただし、ステップ波５４の周期は、レール撓み波形の周期に比較して十分小さいものとする。 In the first embodiment, the guide rails 2-1 and 2-2 are modeled as having a substantially sine wave characteristic. On the other hand, in the third embodiment, the guide rails 2-1 and 2-2 are modeled as having the characteristics of the step wave 54 as shown in FIG. That is, it is modeled as a step wave 54 that is a combination of steps with small changes in deflection. However, the period of the step wave 54 is sufficiently smaller than the period of the rail deflection waveform.

例えば、ブラケット３の設置間隔が建物のフロア高さである４ｍ毎であるとした場合、ガイドレール２−１，２−２の撓みの変化を表す波形（レール撓み波形）の周期も４ｍとなる。 For example, when the installation interval of the brackets 3 is assumed to be every 4 m which is the floor height of the building, the period of the waveform (rail deflection waveform) indicating the change in the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 is also 4 m. .

ここで、例えば３６０ｍ／分（６ｍ／秒）で走行する高速エレベータでは、レール撓み波形の周期は４／６＝０．６７秒（１．５Ｈｚ）となる。一方、制御装置（マイコン）２０の演算周期は、一般的には１０００Ｈｚ程度である。このため、レール撓み波形の周期よりもはるかに速い速度で推定演算を行うことになる。 Here, for example, in a high-speed elevator that travels at 360 m / min (6 m / sec), the period of the rail deflection waveform is 4/6 = 0.67 sec (1.5 Hz). On the other hand, the calculation cycle of the control device (microcomputer) 20 is generally about 1000 Hz. For this reason, the estimation calculation is performed at a speed much faster than the cycle of the rail deflection waveform.

このような場合、１回１回の短い演算周期中では、レール撓みはほとんど無く、一定値であると仮定しても問題ない。そこで、ガイドレール２−１，２−２の撓みが制御装置２０の演算周期に相当する幅のステップ波５４の特徴を持つものとしてモデル化する。 In such a case, there is almost no rail deflection during a short calculation cycle once, and there is no problem even if it is assumed to be a constant value. Therefore, the guide rails 2-1 and 2-2 are modeled as having the characteristics of the step wave 54 having a width corresponding to the calculation cycle of the control device 20.

その場合、ガイドレール２−１，２−２の状態方程式における変位Ｄ１は、下記の式（８）で表させる。上記式（３）と比較すると、周波数ωの部分が変化なしを表す「０」になっている。

In that case, the displacement D1 in the state equation of the guide rails 2-1 and 2-2 is expressed by the following equation (8). Compared with the above equation (3), the portion of the frequency ω is “0” indicating no change.

変位Ｄ２についても同様であり、下記の式（９）で表させる。上記式（４）と比較すると、周波数ωの部分が変化なしを表す「０」になっている。

The same applies to the displacement D2, which is expressed by the following equation (9). Compared with the above equation (4), the portion of the frequency ω is “0” indicating no change.

式（８），式（９）を用いて、ガイドレール２−１，２−２の撓み状態を推定すると、例えば設置時の状況が悪く、シャフト１内で１か所だけ撓みが極端に大きいなど、撓みが周期的に変化していない場合であっても正しく推定することができる。 When the bending state of the guide rails 2-1 and 2-2 is estimated using the equations (8) and (9), for example, the situation at the time of installation is bad and the bending is extremely large at only one place in the shaft 1. Thus, even when the bending does not change periodically, it can be correctly estimated.

このように第３の実施形態によれば、ガイドレール２−１，２−２が想定していないような特殊な撓みを持つ場合であっても対応できる。 As described above, according to the third embodiment, even when the guide rails 2-1 and 2-2 have special deflections that are not assumed, it is possible to cope with them.

ただし、レール撓みをステップ波として模擬しているため、どのような撓みでも推定できる反面、撓み成分のうち、０Ｈｚ成分（ＤＣ成分）まで推定してしまう。このため、例えば強風や地震などで建物が揺れ、それに伴いガイドレール２−１，２−２が極低周波数で揺れ場合に、その極低周波数を除去するようにアクチュエータ１１−１〜１１−４が動作する可能性がある。この場合、乗りかご５がガイドレール２−１，２−２に沿ってゆっくりと揺れる動作を阻害してしまうこともある。したがって、例えば強風や地震などで建物が揺れている場合には、上記第１および第２の実施形態のようにレール撓み波形が正弦波であると仮定する方法が好ましい。 However, since the rail deflection is simulated as a step wave, any deflection can be estimated, but out of the deflection components, the 0 Hz component (DC component) is estimated. For this reason, for example, when a building shakes due to a strong wind or an earthquake, and the guide rails 2-1 and 2-2 shake at an extremely low frequency, the actuators 11-1 to 11-4 are removed so as to remove the extremely low frequency. May work. In this case, the operation of the car 5 that slowly swings along the guide rails 2-1 and 2-2 may be hindered. Therefore, for example, when the building is shaking due to a strong wind or an earthquake, a method of assuming that the rail deflection waveform is a sine wave as in the first and second embodiments is preferable.

（第４の実施形態）
次に、第４の実施形態について説明する。 (Fourth embodiment)
Next, a fourth embodiment will be described.

図１７は第４の実施形態に係るエレベータのアクティブ制振装置の構成を模式的に示す図である。なお、上記第１の実施形態における図１と同じ部分には同一符号を付して、その説明は省略するものとする。 FIG. 17 is a diagram schematically illustrating the configuration of an active vibration damping device for an elevator according to a fourth embodiment. In addition, the same code | symbol is attached | subjected to the same part as FIG. 1 in the said 1st Embodiment, and the description shall be abbreviate | omitted.

第４の実施形態において、乗りかご５は、かご枠６とそのかご枠に囲まれたかご室１２とで構成される。かご室１２は、実際には乗客が乗車する部分であり、かご枠６に防振ゴム１３−１，１３−２を介して連結されている。 In the fourth embodiment, the car 5 includes a car frame 6 and a car room 12 surrounded by the car frame. The car room 12 is actually a part on which passengers get on, and is connected to the car frame 6 via anti-vibration rubbers 13-1 and 13-2.

かご枠６とかご室１２との間には、両者間の相対振動を抑制するためのアクチュエータ１４−１，１４−２が介在されている。 Actuators 14-1 and 14-2 for suppressing relative vibration between the car frame 6 and the car room 12 are interposed.

また、かご室１２内に２つの加速度センサ１５−３，１５−４が設置されている。具体的には、例えばかご室１２内の上端部の略中央に加速度センサ１５−３が設置され、かご室１２内の下端部の略中央に加速度センサ１５−４が設置されている。 Two acceleration sensors 15-3 and 15-4 are installed in the car room 12. Specifically, for example, the acceleration sensor 15-3 is installed at the approximate center of the upper end portion in the cab 12, and the acceleration sensor 15-4 is installed at the approximate center of the lower end portion in the cab 12.

加速度センサ１５−３，１５−４は、加速度センサ１５−１，１５−２と同様に１軸加速度センサである。一方の加速度センサ１５−３はかご室１２の上部のｘ方向（左右方向）の加速度を検出し、他方の加速度センサ１５−４はかご室１２の下部のｘ方向（前後方向）の加速度を検出する。なお、左右方向振動と前後方向振動の２方向に適用する場合については、２軸加速度センサを用いて、１つのセンサでｘ方向とｙ方向の加速度を検出して、左右方向と前後方向の振動を低減する構成としても良い。 The acceleration sensors 15-3 and 15-4 are uniaxial acceleration sensors like the acceleration sensors 15-1 and 15-2. One acceleration sensor 15-3 detects acceleration in the x direction (left and right direction) of the upper part of the car room 12, and the other acceleration sensor 15-4 detects acceleration in the x direction (front and rear direction) of the lower part of the car room 12. To do. In the case of applying to the two directions of the left-right vibration and the front-rear vibration, the biaxial acceleration sensor is used to detect the acceleration in the x-direction and the y-direction with one sensor, and the left-right vibration and the front-rear vibration are detected. It is good also as a structure which reduces.

上記第１の実施形態では、乗りかご５を構成するかご枠６とかご室１２を一体とし、かご全体の重心の水平振動と重心周りの回転振動の２つの振動自由度を持つ振動系をモデル化した。これに対し、第４の実施形態では、かご枠６とかご室１２を別体とし、かご枠６の重心の水平振動と重心周りの回転振動と、かご室１２の重心の水平振動と重心周りの回転振動の４つの振動自由度を持つ振動系をモデル化している。 In the first embodiment, the car frame 6 constituting the car 5 and the car room 12 are integrated, and a vibration system having two vibration degrees of freedom of horizontal vibration of the center of gravity of the entire car and rotational vibration around the center of gravity is modeled. Turned into. On the other hand, in the fourth embodiment, the car frame 6 and the car room 12 are separated, the horizontal vibration of the center of gravity of the car frame 6 and the rotational vibration around the center of gravity, and the horizontal vibration of the center of gravity of the car room 12 and the periphery of the center of gravity. A vibration system having four degrees of freedom of rotational vibration is modeled.

ここで、レール変位推定ブロック３１は、４つの加速度センサ１５−１〜１５−４の信号と、４振動自由度のかご振動モデルとレール変位モデルとを組み合わせた拡張状態方程式モデルを用いる。これにより、ガイドレール撓みによる変位Ｄ１，Ｄ２とは別に、主に走行時の風圧などによりかご室１２に加わる加振力Ｐ１，Ｐ２を推定する。 Here, the rail displacement estimation block 31 uses an extended state equation model in which signals from the four acceleration sensors 15-1 to 15-4, a car vibration model with four degrees of freedom of freedom, and a rail displacement model are combined. As a result, separately from the displacements D1 and D2 due to the guide rail bending, the excitation forces P1 and P2 applied to the car room 12 are estimated mainly by the wind pressure during traveling.

図１８はレール変位推定ブロック３１に実装される最小次元オブザーバ４４の処理を模式的に示す図である。 FIG. 18 is a diagram schematically showing the processing of the minimum dimension observer 44 mounted on the rail displacement estimation block 31.

第４の実施形態では、１６個の状態量を持つ振動系の状態方程式を考える。このうち、加速度センサ１５−１〜１５−４の信号によって得られる８つの状態量［Ｘ１，Ｘ２，Ｘ３，Ｘ４，Ｘ５，Ｘ６，Ｘ７，Ｘ８］＝［Ｘｗ’，Ｘｗ，θｗ’，θｗ，Ｘｓ’，Ｘｓ，θｓ’，θｓ］を入力とする。残りの８つの状態量[Ｘ９，Ｘ１０，Ｘ１１，Ｘ１２，Ｘ１３，Ｘ１４，Ｘ１５，Ｘ１６」＝［Ｄ１’，Ｄ１，Ｄ２’，Ｄ２，Ｐ１’，Ｐ１，Ｐ２’，Ｐ２］を推定する。 In the fourth embodiment, a state equation of a vibration system having 16 state quantities is considered. Among these, eight state quantities [X1, X2, X3, X4, X5, X6, X7, X8] = [Xw ′, Xw, θw ′, θw, obtained by signals of the acceleration sensors 15-1 to 15-4, Xs ′, Xs, θs ′, θs] are input. The remaining eight state quantities [X9, X10, X11, X12, X13, X14, X15, X16] = [D1 ', D1, D2', D2, P1 ', P1, P2', P2] are estimated.

つまり、レール撓みによってかご枠６が受ける変位Ｄ１，Ｄ２以外に、風圧力などによってかご室１２が受ける加振力Ｐ１，Ｐ２を推定する。具体的な演算方法としては、上記式（５），式（６）と同様であるため、ここでは詳しい説明を省略する。 That is, in addition to the displacements D1 and D2 received by the car frame 6 due to the rail deflection, the vibration forces P1 and P2 received by the car room 12 due to wind pressure and the like are estimated. Since the specific calculation method is the same as the above formulas (5) and (6), a detailed description is omitted here.

フィードフォワード制御ブロック３３は、この最小次元オブザーバ４４の推定結果に基づいてアクチュエータ１１−１〜１１−４をフィードフォワード制御すると共に、かご枠６とかご室１２との間に設けられたアクチュエータ１４−１，１４−２をフィードフォワード制御する。これにより、例えば２台のエレベータが高速走行中にすれ違った場合など、かご室１２が風圧力などによって振動した場合に、その振動を抑制する方向にアクチュエータ１４−１，１４−２を駆動してかご室１２の揺れを安定化できる。 The feedforward control block 33 feedforward-controls the actuators 11-1 to 11-4 based on the estimation result of the minimum dimension observer 44, and the actuator 14-provided between the car frame 6 and the car room 12. 1 and 14-2 are feedforward controlled. As a result, when the car room 12 vibrates due to wind pressure or the like, for example, when two elevators pass each other at high speed, the actuators 14-1 and 14-2 are driven in a direction to suppress the vibration. The shaking of the cab 12 can be stabilized.

このように第４の実施形態によれば、かご枠６とかご室１２を別体として振動系をモデル化しておくことにより、ガイドレール２−１，２−２の撓みによってかご枠６が強制変位力として受ける振動の他に、高速走行時にかご室１２が受ける加振力による振動も抑制することができる。 As described above, according to the fourth embodiment, the car frame 6 is forced by the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 by modeling the vibration system with the car frame 6 and the car room 12 as separate bodies. In addition to the vibration received as the displacement force, the vibration due to the excitation force received by the cab 12 during high-speed traveling can also be suppressed.

以上述べた少なくとも１つの実施形態によれば、走行時にガイドレールの撓みによって発生する乗りかごの振動を高精度に抑制することのできるエレベータのアクティブ制振装置を提供することができる。 According to at least one embodiment described above, it is possible to provide an active vibration damping device for an elevator that can highly accurately suppress the vibration of a car generated by the deflection of a guide rail during traveling.

なお、本発明のいくつかの実施形態を説明したが、これらの実施形態は、例として提示したものであり、発明の範囲を限定することは意図していない。これら新規な実施形態は、その他の様々な形態で実施されることが可能であり、発明の要旨を逸脱しない範囲で、種々の省略、置き換え、変更を行うことができる。これら実施形態やその変形は、発明の範囲や要旨に含まれるとともに、特許請求の範囲に記載された発明とその均等の範囲に含まれる。 In addition, although some embodiment of this invention was described, these embodiment is shown as an example and is not intending limiting the range of invention. These novel embodiments can be implemented in various other forms, and various omissions, replacements, and changes can be made without departing from the scope of the invention. These embodiments and modifications thereof are included in the scope and gist of the invention, and are included in the invention described in the claims and the equivalents thereof.

１…シャフト、２−１，２−２…ガイドレール、３…ブラケット、４…ロープ、５…乗りかご、６…かご枠、７−１〜７−４…アクティブローラガイド、８−１〜８−４…案内車輪、９−１〜９−４…支持部材、１０−１〜１０−４…スプリング、１１−１〜１１−４…アクチュエータ、１２…かご室、１３−１，１３−２…防振ゴム、１４−１，１４−２…アクチュエータ、１５−１〜１５−４…加速度センサ、１６−１，１６−２…加速度信号、２０…制御装置、２１−１，２１−２…駆動装置、３１…レール変位推定ブロック、３２−１，３２−２…レール変位推定信号、３３…フィードフォワード制御ブロック、３４−１，３４−２…フィードフォワード制御信号、３５…フィードバック制御ブロック、３６−１，３６−２…フィードバック制御信号、３７−１，３７−２…加算器、３８−１，３８−２…振動制御信号、４０，４２…実物モデル、４１，４３，４４…最小次元オブザーバ。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Shaft, 2-1, 2-2 ... Guide rail, 3 ... Bracket, 4 ... Rope, 5 ... Riding car, 6 ... Car frame, 7-1-7-4 ... Active roller guide, 8-1-8 -4 ... guide wheels, 9-1 to 9-4 ... support members, 10-1 to 10-4 ... springs, 11-1 to 11-4 ... actuators, 12 ... cabs, 13-1, 13-2 ... Anti-vibration rubber, 14-1, 14-2 ... Actuator, 15-1 to 15-4 ... Acceleration sensor, 16-1, 16-2 ... Acceleration signal, 20 ... Control device, 21-1, 21-2 ... Drive Apparatus 31 ... Rail displacement estimation block 32-1, 32-2 ... Rail displacement estimation signal 33 ... Feed forward control block 34-1, 34-2 ... Feed forward control signal 35 ... Feedback control block 36- 1,36-2 ... Fee Back control signal, 37-1 and 37-2 ... adder, 38-1, 38-2 ... vibration control signal, 40, 42 ... actual model, 41, 43, 44 ... minimum dimension observer.

Claims

A car that goes up and down along the guide rail,
A vibration control mechanism installed in a portion of the car facing the guide rail,
At least one sensor for detecting horizontal vibrations of the car;
It has a mathematical model that theoretically represents the relationship between the deflection of the guide rail and the horizontal vibration of the car, and uses the signal of the sensor and the mathematical model to determine the cause of vibration of the car during driving. Estimating means for estimating the amount of deflection of the guide rail in substantially real time,
Control means for controlling the vibration damping mechanism in a direction to suppress the vibration of the car based on the estimation result by the estimation means ,
The above mathematical model is
A car vibration model that expresses in the form of a state equation the horizontal vibration characteristics that the car receives due to the deflection of the guide rail, and the state equation assuming that the deflection of the guide rail changes with a predetermined regular characteristic. An active vibration damping device for an elevator comprising an extended equation of state model combined with a rail displacement model expressed in a form .

The estimation means is
Input the vibration speed and vibration displacement of the car obtained as an actual state quantity from the signal of the sensor into the extended state equation model, calculate the forced displacement and displacement speed acting on the car during traveling,
The control means includes
Active damping device for an elevator according to claim 1, wherein the controlling the damping mechanism in the direction of suppressing the vibrations of the cab based on the forced displacement and the displacement speed calculated by said estimation means.

The rail displacement model is
2. The elevator active control according to claim 1, wherein the guide rail deflection is modeled on the assumption that the guide rail has a substantially sinusoidal characteristic in which only the amplitude and phase change at a constant period. Shaker.

The rail displacement model is
The deflection of the guide rail is modeled on the assumption that the guide rail has a characteristic of a substantially sine wave having a period for each installation interval of a bracket for fixing the guide rail in the shaft. 3. An active vibration damping device for an elevator according to 3 .

The rail displacement model is
The deflection of the guide rail is modeled on the assumption that it has a characteristic of a substantially sine wave having a period for each interval between joints of a plurality of rail members constituting the guide rail. 3. An active vibration damping device for an elevator according to 3 .

The rail displacement model is
The bending of the guide rail has a first period for each installation interval of brackets for fixing the guide rail in the shaft, and a second period for each interval of joints of a plurality of rail members constituting the guide rail. 4. The elevator active vibration damping device according to claim 3 , wherein the vibration damping device is modeled on the assumption that it has substantially sinusoidal characteristics.

The rail displacement model is
Active system of an elevator according to claim 1, characterized in that it is modeled on the assumption that with the characteristics of the step wave deflection of the guide rail varies very gently as compared with the damping operation speed Shaker.

The above car vibration model is
Active damping device for an elevator according to claim 1, characterized in that a model of a vibration system having two vibration freedom of rotational vibration of the horizontal vibration and the center of gravity around the center of gravity of the cab.

The above car vibration model is
With the car frame and the car room constituting the car as separate bodies, there are four vibration freedoms: horizontal vibration of the center of gravity of the car frame, rotational vibration around the center of gravity, horizontal vibration of the center of gravity of the car room, and rotational vibration around the center of gravity. active damping device for an elevator according to claim 1, characterized in that a model of a vibration system having a degree.

The estimation means is
Estimate the excitation force applied to the car room using the car vibration model,
The control means includes
The feedforward control is performed on an actuator provided between the car frame and the car room in a direction to suppress an excitation force applied to the car room based on an estimation result of the estimating unit. An active vibration control device for an elevator according to claim 9 .