JP6242969B1 - Elevator active vibration control device - Google Patents
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Abstract
【課題】安価な構成にて、乗りかごの走行中にレールの撓みに起因した振動を確実にとらえて効果的に低減する。【解決手段】一実施形態に係るエレベータのアクティブ制振装置は、乗りかご５とガイドレール２−１間の相対変位を検出する少なくとも１つの変位センサ１５−１と、この変位センサ１５−１の信号を用いガイドレール２−１１の撓み量を略リアルタイムに推定し、その推定結果に基づいて乗りかご５の振動を抑制する方向にアクティブローラガイド７−１のアクチュエータ１１−１を制御する制御装置２０とを備える。【選択図】 図３An object of the present invention is to reliably capture and effectively reduce vibration due to rail deflection during traveling of a car with an inexpensive configuration. An elevator active vibration damping device according to one embodiment includes at least one displacement sensor 15-1 for detecting a relative displacement between a car 5 and a guide rail 2-1, and the displacement sensor 15-1. A control device that estimates the amount of deflection of the guide rail 2-11 in real time using a signal and controls the actuator 11-1 of the active roller guide 7-1 in a direction to suppress vibration of the car 5 based on the estimation result. 20. [Selection] Figure 3
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。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、もともと微小な撓みを有するガイドレール上を高速走行すると、乗りかごに強制変位が働いて、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. The largest cause of vibrations that occur during traveling is the slight deflection of the guide rail. In other words, when the car is traveling along the guide rail, if the car travels at a high speed on the guide rail that originally has a small amount of deflection, the car is forcedly displaced and vibrates in the horizontal direction.
そこで、乗りかごの振動を能動的に抑制するアクティブローラガイドの技術が提案されている。アクティブローラガイドは、乗りかごの上下にガイドレールに当接させて設けられる。乗りかごに加速度センサを設置しておき、走行中にこの加速度センサによって検出される振動に基づいてローラガイドのアクチュエータをフィードバック制御することで、乗りかごの振動を能動的に抑制する。 Therefore, an active roller guide technique that actively suppresses the vibration of the car has been proposed. The active roller guides are provided in contact with the guide rails above and below the car. An acceleration sensor is installed in the car, and the vibration of the car is actively suppressed by feedback controlling the actuator of the roller guide based on the vibration detected by the acceleration sensor during traveling.
エレベータの走行中に発生する振動（水平振動）は、例えば周波数が１〜５Ｈｚ程度、振動の振幅が０．０２〜０．０３Ｇ程度の微振動であり、鉄道やバスなどの車両の振動と比較すると遥かに小さい。 The vibration (horizontal vibration) generated during the traveling of the elevator is, for example, a slight vibration having a frequency of about 1 to 5 Hz and a vibration amplitude of about 0.02 to 0.03 G, and is compared with the vibration of a vehicle such as a railway or a bus Then it is much smaller.
ここで、振動センサとして一般的に使われている低コストなＭＥＭＳ加速度センサは、１〜２Ｇ程度の振動を検出対象として設計されている。このため、ＭＥＭＳ加速度センサでは、エレベータの微振動を正確に検出できず、それを使った制振制御も難しい。このため、エレベータの制振システムには、例えばサーボ型加速度センサのように精度の高い加速度センサを用いる必要がある。 Here, a low-cost MEMS acceleration sensor that is generally used as a vibration sensor is designed to detect vibration of about 1 to 2G. For this reason, the MEMS acceleration sensor cannot accurately detect the slight vibrations of the elevator, and vibration control using the same is difficult. For this reason, it is necessary to use a highly accurate acceleration sensor such as a servo-type acceleration sensor for the elevator damping system.
しかし、この種の加速度センサは高価であり、精度を上げるために複数個用いた場合に制振システムとしてのコストが大幅に増加して実用的でない。そこで、上述したアクティブローラガイドにおいて、加速度センサを用いずに制振制御を行うことが要求されている。 However, this type of acceleration sensor is expensive, and when a plurality of acceleration sensors are used in order to increase accuracy, the cost of the vibration damping system is greatly increased and is not practical. Therefore, in the above-described active roller guide, it is required to perform vibration suppression control without using an acceleration sensor.
本発明が解決しようとする課題は、安価な構成にて、乗りかごの走行中にレールの撓みに起因した振動を確実にとらえて効果的に低減することができるアクティブローラガイド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 roller guide device capable of reliably capturing and effectively reducing vibration caused by rail deflection during traveling of a car with an inexpensive configuration. It is.
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、上記乗りかごと上記ガイドレール間の相対変位を検出する少なくとも１つの変位センサと、上記ガイドレールの撓み量によって上記乗りかごと上記ガイドレール間に生じる相対変位を理論的に表した数学モデルを有し、上記変位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。 An elevator active vibration damping device according to an embodiment includes a car that moves up and down along a guide rail, a vibration control mechanism that is installed in a portion of the car that faces the guide rail, and the car and the guide. At least one displacement sensor that detects a relative displacement between the rails, and a mathematical model that theoretically represents the relative displacement that occurs between the rider and the guide rail due to the amount of deflection of the guide rail. Using the signal and the mathematical model, the estimation means for estimating the amount of deflection of the guide rail that causes the vibration of the car during driving in substantially real time, and the vibration of the car based on the estimation result by the estimation means. And a control means for controlling the vibration damping mechanism in a suppressing direction.
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
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に発生した横方向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
また、アクティブローラガイド７−１と７−２には、それぞれの位置箇所で乗りかご５と一方のガイドレール２−１間の相対変位を検出する変位センサ１５−１と１５−２が設置されている。同様に、アクティブローラガイド７−３と７−４には、それぞれの設置箇所で乗りかご５と他方のガイドレール２−２間の相対変位を検出する変位センサ１５−３と１５−４が設置されている。
The active roller guides 7-1 and 7-2 are provided with displacement sensors 15-1 and 15-2 for detecting a relative displacement between the
変位センサ１５−１〜１５−４は、非接触変位センサである。なお、検知方式として、例えば渦電流式、静電容量式、超音波式、光学式などがあるが、本発明は、特にこれらの方式に限定されるものではない。 The displacement sensors 15-1 to 15-4 are non-contact displacement sensors. Examples of the detection method include an eddy current method, a capacitance method, an ultrasonic method, and an optical method, but the present invention is not particularly limited to these methods.
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
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を前後方向から挟み込み、かごの前後方向の案内を行うための２個の前後方向車輪を含む、合計３個の案内車輪があるが、ここでは、かごの左右方向の案内支持を行う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, and a guide wheel 8-1 as the guide rail 2-1. A spring 10-1 to be pressed is provided. Actually, there are a total of three guide wheels including two front and rear wheels for sandwiching the guide rail 2-1 from the front and rear direction and guiding the car in the front and rear direction. Only one guide wheel for supporting the left and right directions is shown.
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９−１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 arranged between the
ここで、変位センサ１５−１が支持部材９−１の近傍に設けられている。詳しくは、図２に示すように、変位センサ１５−１は、かご枠６から延出された固定部材６ａに固定され、支持部材９−１とかご枠６との間の距離ｄを検出する。この距離ｄは、アクティブローラガイド７−１の設置箇所における乗りかご５とガイトレール２−１との相対変位を示す。
Here, the displacement sensor 15-1 is provided in the vicinity of the support member 9-1. Specifically, as shown in FIG. 2, the displacement sensor 15-1 is fixed to a fixing
他の変位センサ１５−２〜１５−４についても同様である。本実施形態では、これらの変位センサ１５−１〜１５−４を用いて、乗りかご５の４箇所で乗りかご５とガイトレール２−１，２−２間の左右方向（ｘ方向）の相対変位を検出して、乗りかご５の左右方向（ｘ方向）の振動を低減する。
The same applies to the other displacement sensors 15-2 to 15-4. In this embodiment, using these displacement sensors 15-1 to 15-4, the relative displacement in the left-right direction (x direction) between the
同じ方法で乗りかご５の前後方向（ｙ方向）の振動を低減することもできる。その場合、変位センサ１５−１〜１５−４は、それぞれに乗りかご５とガイドレール２−１，２−２と間の前後方向（ｙ方向）の相対変位を検出するように設置する。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。
The vibration in the front-rear direction (y direction) of the
なお、乗りかご５の上部と下部に変位センサを設置したのは、乗りかご５が水平振動と回転振動を持つ２自由度振動系であると仮定しているためである。この２自由度振動系のモデルでは、少なくとも乗りかご５の水平振動成分を検出するための変位センサと、乗りかご５の回転振動成分を検出するための変位センサが必要となる。乗りかご５が１自由度振動系と仮定してモデル化した場合には、変位センサは乗りかご５の上部または下部の１か所にあれば良い。
The reason why the displacement sensors are installed at the upper and lower parts of the
以下では、乗りかご５が２自由度振動系であると仮定して、左右方向の振動（水平振動）を低減する方法について説明する。
Hereinafter, a method for reducing left-right vibration (horizontal vibration) on the assumption that the
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、設置した段階で微小な撓み（曲がり）が存在する。この微小な撓み（曲がり）が乗りかご５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) at the stage of installation. This minute bending (bending) acts as a forced displacement when the
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の一例を示す図である。なお、図３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 an example of the configuration of the control system for the active roller guides 7-1 and 7-2. 3 shows the configuration of the control system for the active roller guides 7-1 and 7-2 provided on the upper right side and the lower right side of the
アクティブローラガイド７−１，７−２に設置された変位センサ１５−１，１５−２の信号は、制御装置２０に入力される。ここで、変位センサ１５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に信号が入力される。一方、変位センサからの信号が元々デジタル信号の場合には、有線または無線による通信によって、信号が制御装置２０に直接入力される。
Signals from the displacement sensors 15-1 and 15-2 installed in the active roller guides 7-1 and 7-2 are input to the
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、変位センサ１５−１，１５−２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
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
なお、エレベータの水平振動（横振動）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。 The horizontal vibration (lateral vibration) of the elevator 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し、その撓み量による振動を打ち消すようなフィードフォワード制御力をアクチュエータ１１−１〜１１−４で発生させて、振動を抑制するものである。これを実現するための手法として、ガイドレール２−１，２−２の撓みと乗りかご５の水平振動（左右の振動）との関係を理論的に表した数学モデルを制御装置２０内に構築しておく。
Here, in this embodiment, the amount of deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 that causes the vibration of the
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），式（４）および式（５）参照）。
The “car vibration model” expresses vibration characteristics in the form of a state equation when the
・「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（６）および式（７）参照）。 The “rail displacement model” is expressed in the form of a state equation on the assumption that the deflection of the guide rails 2-1 and 2-2 changes with a predetermined regular characteristic (formula (6) and formula ( 7)).
なお、「レール変位」とは、ガイドレール２−１，２−２の撓み（曲がり）による水平方向の変位のことであり、ガイドレール２−１，２−２が垂直方向に真っ直ぐに撓みなく立設している状態では変位ゼロである。このレール変位のことを「撓み量」と言うこともある。 The “rail displacement” is a horizontal displacement caused by bending (bending) of the guide rails 2-1 and 2-2, and the guide rails 2-1 and 2-2 are not bent straight in the vertical direction. The displacement is zero when standing. This rail displacement is sometimes referred to as a “bending amount”.
・「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（８）および式（９）参照）。 The “extended state equation model” is a state equation that combines the “car vibration model” and the “rail displacement model” (see Equation (8) and Equation (9)).
上記数学モデルについて、詳しく説明する。 The mathematical model will be described in detail.
・「かご振動モデル」
乗りかご５の振動特性として、図４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つを持つ２自由度振動系モデルを考える。この２自由度振動系モデルを模式的に示すと図５のようになる。
・ Cage vibration model
As a vibration characteristic of the
図中のＵ１，Ｕ２はかご上部と下部におけるアクチュエータ１１−１，１１−２の力である。また、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・ｍ２）、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。
U1 and U2 in the figure are the forces of the actuators 11-1 and 11-2 at the upper and lower parts of the car. Further, as the specifications of the
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、２自由度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。
式（１）と式（２）はセットであり、運転方程式と出力方程式である。記号の上のドットは１階微分、２つのドットは２階微分を表わす。この式（２）は、図５のように上部、下部のローラガイド付近の振動変位Ｘ＋Ｌ１θ、Ｘ−Ｌ２θを、加速度センサで検出する場合である。 Expressions (1) and (2) are a set, and are an operation equation and an output equation. The dot above the symbol represents the first derivative and the two dots represent the second derivative. This equation (2) is a case where the vibration displacements X + L1θ and X−L2θ in the vicinity of the upper and lower roller guides are detected by an acceleration sensor as shown in FIG.
ここで、Ａ［４×４］，Ｂ［４×４］は行列式であり、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。乗りかご５の諸元とは、例えばかご重量、慣性モーメント、重心から上下のローラガイドまでの距離、上下のローラガイドのバネ定数、バネに含まれる減衰定数などである。Ｃ［４×４］は前項の部分をまとめた行列式であり、具体的な式については省略する。
Here, A [4 × 4] and B [4 × 4] are determinants, which are constant matrix values uniquely determined by the specification values of the
外乱として強制変位ベクトルＤ１，Ｄ２，Ｄ１’，Ｄ２’が与えられた場合に、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、乗りかご５の上部と下部に設けられた図示せぬ加速度センサからどのような信号が出力されるのかは、上記式（１）と式（２）により理論的に計算できる。
When forced
ただし、本実施形態では、加速度センサに代えて変位センサを用いているため、変位センサの信号から出力Ｙを算出可能な数学モデルに改造する必要がある。 However, in this embodiment, since the displacement sensor is used instead of the acceleration sensor, it is necessary to remodel the mathematical model that can calculate the output Y from the signal of the displacement sensor.
図３において、変位センサ１５−１によって検出される乗りかご５とガイドレール２−１との間の相対変位をｈ１、変位センサ１５−２によって検出される乗りかご５とガイドレール２−１との間の相対変位をｈ２、上側のアクティブローラガイド７−１の設置箇所におけるガイドレール２−１のレール変位（撓み量）をＤ１、下側のアクティブローラガイド７−２の設置箇所におけるガイドレール２−１のレール変位（撓み量）をＤ２とする。これらの幾何学的な関係式として、下記のような式（３）が得られる。
ここで、（Ｘ＋Ｌ１θ），（Ｘ＋Ｌ２θ）は絶対変位を示す。つまり、上部ガイドローラ側では、水平振動変位Ｘに回転振動変位Ｌ１θを加えた値から変位Ｄ１を減算した値が相対変位ｈ１として求められる。同様に、下部ガイドローラ側では、水平振動変位Ｘに回転振動変位Ｌ２θを加えた値から変位Ｄ２を減算した値が相対変位ｈ２として求められる。 Here, (X + L1θ) and (X + L2θ) indicate absolute displacement. That is, on the upper guide roller side, a value obtained by subtracting the displacement D1 from the value obtained by adding the rotational vibration displacement L1θ to the horizontal vibration displacement X is obtained as the relative displacement h1. Similarly, on the lower guide roller side, a value obtained by subtracting the displacement D2 from the value obtained by adding the rotational vibration displacement L2θ to the horizontal vibration displacement X is obtained as the relative displacement h2.
この式（３）を用いて、上述した式（１），式（２）の状態方程式を書き換えると、式（４），式（５）のようになる。
式（４）と式（５）はセットであり、運転方程式と出力方程式である。なお、式（４）は上記式（１）と同じであり、外乱（変位）を含めた運動方程式である。式（５）は上記式（２）を変位センサの信号を利用できる形に変えたものである。出力Ｙは相対変位の推定量である。上部ローラガイド側の相対変位速度と相対変位を（ｈ１’，ｈ１）、下部ローラガイド側の相対変位速度と相対変位を（ｈ２’，ｈ２）で表わしている。 Equations (4) and (5) are a set, and are an operation equation and an output equation. Equation (4) is the same as equation (1) above, and is an equation of motion including disturbance (displacement). Expression (5) is obtained by changing the above expression (2) into a form in which the signal of the displacement sensor can be used. The output Y is an estimated amount of relative displacement. The relative displacement speed and relative displacement on the upper roller guide side are represented by (h1 ', h1), and the relative displacement speed and relative displacement on the lower roller guide side are represented by (h2', h2).
・「レール変位モデル」
ここでレール変位モデルは、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できる。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（図１１参照）。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。
・ "Rail displacement model"
Here, the rail displacement model can be modeled under certain assumptions by paying attention to 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
例えば、振動の周波数がωの正弦波と仮定した場合、式（６）、式（７）で表される。
・「拡張状態方程式モデル」
上記式（４）−（７）を組み合わせた「拡張状態方程式モデル」を構築すると、式（８），式（９）となる。
When an “extended state equation model” combining the above equations (4) to (7) is constructed, equations (8) and (9) are obtained.
式（８）と式（９）はセットであり、２自由度振動系の拡張状態方程式モデル（かご振動＋レール変位モデル）における運転方程式と出力方程式である。 Expressions (8) and (9) are a set, and are an operation equation and an output equation in an extended state equation model (cage vibration + rail displacement model) of a two-degree-of-freedom vibration system.
ここで、式（９）の出力方程式は、上記（５）の出力方程式と同じである。この出力方程式には、実際の計測値である変位センサの信号と拡張状態方程式との整合性を取るため、かご振動の状態量（Ｘ'，Ｘ，θ'，θ）とレール変位の推定量（Ｄ１'，Ｄ２'，Ｄ１，Ｄ２）との関係に基づいてレールとかご間の相対変位を算出するための変換式が含まれている（式中の（ｃ）の部分）。 Here, the output equation of the equation (9) is the same as the output equation of the above (5). In this output equation, the state quantity (X ′, X, θ ′, θ) of the car vibration and the estimated amount of rail displacement are taken in order to ensure consistency between the displacement sensor signal as an actual measurement value and the extended state equation. A conversion formula for calculating the relative displacement between the rail and the car based on the relationship with (D1 ′, D2 ′, D1, D2) is included (part (c) in the formula).
このような拡張状態方程式を数学モデルとして用い、変位センサの測定結果と上記式（９）の出力Ｙとの差にオブザーバゲインを乗じてフィードバックするオブザーバを構成すれば、推定したいレール変位（撓み量）を得ることができる。 By using such an extended equation of state as a mathematical model and constructing an observer that feeds back the difference between the measurement result of the displacement sensor and the output Y of the above equation (9) by an observer gain, the desired rail displacement (the amount of deflection) is estimated. ) Can be obtained.
図６は本実施形態におけるオブザーバの構成を説明するための図である。図中の４０は実際の振動系を表した実物（エレベータの乗りかご）を示している。４１はオブザーバである。なお、オブザーバ４１の中はソフトウエアであり、実物４０と変位センサの信号の部分はハードウエアである。実物４０とは乗りかご５のことであり、そこに設置された変位センサ１５−１，１５−２の信号がオブザーバ４１に入力されることを表している。
FIG. 6 is a diagram for explaining the configuration of the observer in the present embodiment.
いま、一方のガイドレール２−１の撓みによるレール変位を推定する場合を例にして説明する。乗りかご５の走行中に変位センサ１５−１，１５−２からガイドレール２−１と乗りかご５との間の相対変位を示す信号がオブザーバ４１に入力される。
Now, the case where the rail displacement due to the deflection of one of the guide rails 2-1 is estimated will be described as an example. While the
オブザーバ４１は、かご振動＋レール変位モデル４２、相対変位変換行列４３、差分算出部４４、オブザーバゲイン行列４５とで構成される。
The
かご振動＋レール変位モデル４２は、上記式（７）および式（８）に示した拡張状態方程式に相当し、かご振動の状態量（Ｘ'，Ｘ，θ'，θ）とレール変位の推定量（Ｄ１'，Ｄ２'，Ｄ１，Ｄ２）を出力する。なお、図中の（ａ）〜（ｄ）は上記式（８）の出力方程式に付記した（ａ）〜（ｄ）の部分に対応している。
The car vibration +
相対変位変換行列４３は、上記式（８）の（ｃ）の部分に対応している。この相対変位変換行列４３は、かご振動の状態量（Ｘ'，Ｘ，θ'，θ）とレール変位の推定量（Ｄ１'，Ｄ２'，Ｄ１，Ｄ２）に基づいてレールとかご間の相対変位を導出するように設計されている。
The relative
相対変位変換行列４３から得られる相対変位は推定値である。差分算出部４４は、この推定値と相対変位の実測値とを比較し、その差分値をオブザーバゲイン行列４５を介してかご振動＋レール変位モデル４２にフィードバックする。オブザーバゲイン行列４５は、相対変位の推定値と実測値との差分値に所定のゲインを乗じるための行列である。このオブザーバゲイン行列４５は、後述するガイドレールの撓み波形の周波数ω１より早くオブザーバ４１で撓み量を推定できるように設計されている。
The relative displacement obtained from the relative
このような構成のオブザーバ４１を制御装置２０に組み込み、図３に示すように変位センサ１５−１，１５−２の信号を制御装置２０に入力すれば、ガイドレール２−１の撓み量を推定できる。この推定結果に基づくフィードフォワード制御によりアクティブローラガイド７−１のアクチュエータ１１−１とアクティブローラガイド７−２のアクチュエータ１１−２を駆動すると、ガイドレール２−１の撓みによる変位をリアルタイムに吸収でき、乗りかご５の水平振動を低減できる。
If the
なお、図６の構成では、変位センサ１５−１，１５−２の信号をそのままの大きさでオブザーバ４１に入力しているが、例えば図７に示すように、変位センサ１５−１，１５−２の信号に補正ゲイン４６を乗じてから入力する構成としても良い。
In the configuration of FIG. 6, the signals of the displacement sensors 15-1 and 15-2 are input to the
この補正ゲイン４６は、推定精度を高めるためのものである。通常、変位センサ１５−１，１５−２の信号とオブザーバ４１の推定値には、数学モデル４２のモデル化により誤差が生じる。オブザーバ４１は、モデル誤差の影響を小さく抑える働きをする。その際、補正ゲイン４６として、例えば２〜４倍程度のゲインをセンサ信号に乗じるように設計すると、モデル誤差の影響を強く補正して、レール変位をより精度良く推定できる。
The correction gain 46 is for increasing the estimation accuracy. Usually, errors occur in the signals of the displacement sensors 15-1 and 15-2 and the estimated value of the
また、ここでは説明を簡単にするため、一方のガイドレール２−１の撓み量を推定する場合を想定して説明したが、実際には、変位センサ１５−３，１５−４を用いて、他方のガイドレール２−２の撓み量も含めて推定する。 In addition, here, in order to simplify the explanation, the explanation has been made on the assumption that the amount of deflection of one of the guide rails 2-1 is estimated, but actually, using the displacement sensors 15-3 and 15-4, It estimates including the amount of bending of the other guide rail 2-2.
要するに、オブザーバ４１は、変位センサ１５−１〜１５−４の信号から乗りかご５の状態量として得られるレールとかご間の相対変位および相対変位速度を入力信号とし、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４１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。
In short, the
以下に、具体的な構成について説明する。
図８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. 8 is a block diagram showing a functional configuration of the
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。変位センサ１５−１〜１５−４から出力される相対変位信号１６−１〜１６−４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
また、後述する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３２−１〜３２−４がフィードバック制御ブロック３５に与えられる。
In addition, rail displacement estimation signals 32-1 to 32-4 output from a rail
フィードバック制御ブロック３５は、相対変位信号１６−１〜１６−４およびレール変位推定信号３２−１〜３２−４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、相対変位信号１６−１〜１６−４からレール変位推定信号３２−１〜３２−４をそれぞれ差し引くと、乗りかご５の上部、下部のローラガイド部の振動変位が算出される。その振動変位をさらに時間微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３６−１〜３６−４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と、制御全体を安定化させる効果を期待できる。
The
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
レール変位推定ブロック３１は、上述したオブザーバに相当する。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、相対変位信号１６−１〜１６−４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
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３２−１〜３２−４に基づいて所定の演算処理を行う（図１０参照）。
The
なお、フィードバック制御信号３６−１〜３６−４は、アクチュエータ１１−１〜１１−４で発生するフィードバック力に対応している。フィードフォワード制御信号３４−１〜３４−４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に対応している。 The feedback control signals 36-1 to 36-4 correspond to feedback forces generated by the actuators 11-1 to 11-4. The same applies to the feedforward control signals 34-1 to 34-4, which correspond 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３４−１〜３４−４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 to 34-4 drive the actuators 11-1 to 11-4 in a direction that cancels the forced displacement and the displacement speed caused by the bending of the guide rails 2-1 and 2-2. Details will be described later.
最終的には、フィードバック制御信号３６−１〜３６−４とフィードフォワード制御信号３４−１〜３４−４を加算器３７−１〜３７−４でそれぞれに足し合わせた結果が振動制御信号３８−１〜３８−４となる。この振動制御信号３８−１〜３８−４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 result obtained by adding the feedback control signals 36-1 to 36-4 and the feedforward control signals 34-1 to 34-4 to the adders 37-1 to 37-4 is the vibration control signal 38-. 1 to 38-4. The vibration control signals 38-1 to 38-4 are given to the drive devices 21-1, 21-2,... Shown in FIG. 3 and the actuators 11-1 to 11-of the active roller guides 7-1 to 7-4. 4 are each driven.
なお、原理的には、フィードフォワード制御信号３４−１〜３４−４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３２−１〜３２−４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３６−１〜３６−４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 to 34-4. However, in actuality, an error also occurs in the rail displacement estimation signals 32-1 to 32-4. Therefore, 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 to 36-4, it becomes a component that attenuates the car vibration and stabilizes the control, so that the influence of the error of the
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
図９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９（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. 9A and 9B are views showing a state where the active roller guide 7-1 is subjected to a forced displacement due to rail deflection. FIG. 9A shows a state before displacement, and FIG. 9B 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の変位は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
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Ｆｒ（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 Fr (N) applied by the spring 10-1 to the
Ｆｓ＝Ｋ・Ｄ１（ｔ）＋Ｃ×Ｄ１'（ｔ）
このＦｒが、乗りかご５の加振力となる。
Fs = K · D1 (t) + C × D1 ′ (t)
This Fr becomes the excitation force of the
これに対し、アクチュエータ１１−１で、−Ｆａの力を発生させると、乗りかご５に伝わる加振力Ｆｃは
Ｆｃ＝Ｆｒ−Ｆａ＝０
となり、加振を受けないことになる。Ｆｒはレールの撓みによる強制変位の力、Ｆａ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 -Fa, the excitation force Fc transmitted to the
And will not be subjected to vibration. Fr is a force of forced displacement due to the deflection of the rail, and Fa 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１０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
図８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. 8, 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
次に、「レール変位モデル」の根拠となるガイドレール２−１，２−２の撓み（曲がり）について説明する。 Next, the bending (bending) of the guide rails 2-1 and 2-2 which is the basis of the “rail displacement model” will be described.
図１１は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. 11 is a diagram for explaining the characteristics of the guide rail in a bent state.
上述したように、「レール変位モデル」は、ガイドレール２−１，２−２の撓み（曲がり）がブラケット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されている。
As described above, the “rail displacement model” assumes that the deflection (bending) of the guide rails 2-1 and 2-2 changes with a characteristic of a substantially sine wave having a period for each installation interval of the
上側アクティブローラガイド７−１が受ける変位Ｄ１（ｔ）と、下側アクティブ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。 The displacement D1 (t) received by the upper active roller guide 7-1, the displacement D2 (t) received by the lower active roller guide, and their time derivatives dD1 / dt = D1 ′ (t), dD2 / dt = , D2 ′ (t) is considered.
ここで、図１１に示すように、ガイドレール２−１，２−２の撓み（曲がり）の特徴として、ブラケット３の設置間隔に起因した曲がり成分が最大であるという特徴がある。したがって、乗りかご５に加振力として加わるガイドレール２−１，２−２の撓みの周期は、乗りかご５の走行速度ｖとブラケット３の設置間隔とで一意に決まる周波数ω１の周期を持つ正弦波の特性で変化すると仮定できる。つまり、下記のような式で表されるものとする。
Here, as shown in FIG. 11, as a characteristic of the bending (bending) of the guide rails 2-1 and 2-2, there is a characteristic that the bending component due to the installation interval of the
Ｄ１（ｔ）＝α・ｓｉｎ（ωｔ）
ただし、αは任意の係数である。また、ω＝ω１＝ 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１１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. 11, the guide rails 2-1 and 2-2 usually have a plurality of
図１２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. 12 is a diagram illustrating 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ω１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ω２の成分を含む。その中でも周波数ω１の成分が卓越している。周波数ω１の成分に着目した場合、変位Ｄ１（ｔ）の２階微分は、
Ｄ１"（ｔ）＝−ω２Ｄ１（ｔ）
となる。ここでは、ω＝ω１である。
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
D1 ″ (t) = − ω 2 D1 (t)
It becomes. Here is a ω = ω 1.
変位Ｄ２（ｔ）についても同様である。これを状態方程式の形で表現すると、上述した式（６），式（７）のようになる。これをかご振動モデルの状態方程式である式（４），式（５）と組み合わせると、式（８），式（９）で示した拡張状態方程式の形になる。 The same applies to the displacement D2 (t). If this is expressed in the form of a state equation, the above-described equations (6) and (7) are obtained. When this is combined with the equations (4) and (5), which are the state equations of the car vibration model, the form of the extended state equations shown in equations (8) and (9) is obtained.
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 comparing the amount of deflection of the guide rail with 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]. Yes.
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
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
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
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。 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.
特に、本実施形態では、レールとかご間の相対変位を理論的に表した数学モデルをオブザーバとして用いることで、変位センサの信号をオブザーバに入力してレール変位（撓み量）を推定可能としている。したがって、高価な加速度センサを利用する制振システムに比べて、安価な構成にて高精度な制振システムを実現できるといったメリットがある。 In particular, in the present embodiment, a mathematical model that theoretically represents the relative displacement between the rail and the car is used as an observer, so that the displacement of the rail (deflection amount) can be estimated by inputting the signal of the displacement sensor to the observer. . Therefore, there is an advantage that a highly accurate vibration suppression system can be realized with an inexpensive configuration, compared to a vibration suppression system using an expensive acceleration sensor.
（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８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
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１２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
(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
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ω１を有する略正弦波の特性を持つものと仮定した第１の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ω２を有する略正弦波の特性を持つものと仮定した第２のレール変位モデルを用いて推定演算処理を行う。
That is, in the rail
なお、かご振動モデルについては上記第１の実施形態と同様である。つまり、レール変位推定ブロック３１ａでは、かご振動モデルと第１のレール変位モデルとを組み合わせた第１の拡張状態方程式モデルを用い、変位センサ１５−１〜１５−４から出力される相対変位信号１６−１〜１６−４に基づいてガイドレール２−１，２−２の撓み量を推定する。レール変位推定ブロック３１ｂでは、かご振動モデルと第２のレール変位モデルとを組み合わせた第２の拡張状態方程式モデルを用い、変位センサ１５−１〜１５−４から出力される相対変位信号１６−１〜１６−４に基づいてガイドレール２−１，２−２の撓み量を推定する。
The car vibration model is the same as that in the first embodiment. That is, the rail
フィードフォワード制御ブロック３３では、レール変位推定ブロック３１ａ，３１ｂから出力される第１のレール変位推定信号３２ａ−１，３２ａ−２…と第２のール変位推定信号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して用いてフィードフォワード制御を行う。
In the
フィードバック制御ブロック３５も同様であり、第１のレール変位推定信号３２ａ−１，３２ａ−２…と第２の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して用いてフィードバック制御を行う。
The same applies to the
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。フィードバック制御についても同様である。
In the second embodiment, the feedforward control is performed using the estimation results of both the rail
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
この共振周波数ωｎは、概ね、下記の式（１０）で算出できる。
ただし、Ｋは上下アクティブ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 active 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
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になるため、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
（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. 16 is a diagram schematically showing a configuration of an elevator active vibration damping device according to the third 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.
上記第１の実施形態では、乗りかご５の上下左右の４箇所に変位センサ１５−１〜１５−４を設置し、それぞれの箇所で相対変位を検出する構成した。これに対して、第３の実施形態では、図１６に示すように、乗りかご５の上部右側と下部左側と２箇所に変位センサ１５−１，１５−４が設置されている。変位センサ１５−１は、アクティブローラガイド７−１の設置箇所で乗りかご５とガイトレール２−１との間の相対変位を検出する。変位センサ１５−４は、アクティブローラガイド７−４の設置箇所で乗りかご５とガイトレール２−２との間の相対変位を検出する。
In the first embodiment, the displacement sensors 15-1 to 15-4 are installed at four locations on the upper / lower / left / right sides of the
変位センサ１５−１，１５−４から出力される相対変位信号は制御装置２０に入力される。制御装置２０は、相対変位を理論的に表した数学モデルをオブザーバとして用い、変位センサ１５−１，１５−４の相対変位信号に基づいてガイドレール２−１，２−２の撓み量を推定する。
Relative displacement signals output from the displacement sensors 15-1 and 15-4 are input to the
この場合、アクティブローラガイド７−１の案内車輪８−１が一方のガイドレール２−１に接触している箇所のレール変位とアクティブローラガイド７−４の案内車輪８−４が他方のガイドレール２−２に接触している箇所のレール変位が推定結果として得られる。制御装置２０は、この推定結果に基づいてアクチュエータ１１−１，１１−４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。
In this case, the rail displacement where the guide wheel 8-1 of the active roller guide 7-1 is in contact with one guide rail 2-1 and the guide wheel 8-4 of the active roller guide 7-4 are the other guide rail. The rail displacement at the location in contact with 2-2 is obtained as the estimation result. The
このように、乗りかご５の上部右側と下部左側と２箇所に変位センサ１５−１，１５−４を設置することでも、上記第１の実施形態と同様に、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乗りかご５の水平振動を低減することができる。
Thus, by installing the displacement sensors 15-1 and 15-4 at the upper right side and the lower left side of the
なお、図１６の例では、乗りかご５の上部右側と下部左側の２箇所に変位センサ１５−１，１５−４を設置したが、乗りかご５の下部右側と上部左側の２箇所に変位センサ１５−２，１５−３を設置することでも良い。あるいは、乗りかご５の上部右側と上部左側の２箇所に変位センサ１５−１，１５−３を設置するか、乗りかご５の下部右側と下部左側の２箇所に変位センサ１５−２，１５−４を設置することでも良い。要は、２つの変位センサを用いる場合には、乗りかご５の一方のガイドレール２−１側と他方のガイドレール２−２側の相対変位をそれぞれに検出できるような配置であれば良い。
In the example of FIG. 16, the displacement sensors 15-1 and 15-4 are installed at two locations on the upper right side and the lower left side of the
（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６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
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
また、それぞれのアクティブローラガイド７−１〜７−４には、第１の実施形態と同じく、変位センサ１５−１〜１５−４が設けられている。さらに、第４の実施形態では、かご室１２の上部と下部に変位センサ１５−５、１５−６が設けられている。変位センサ１５−５は、かご室１２の上部において、かご室１２とかご枠６との間の水平方向の相対変位を検出する。変位センサ１５−６は、かご室１２の下部において、かご室１２とかご枠６との間の水平方向の相対変位を検出する。
Each active roller guide 7-1 to 7-4 is provided with displacement sensors 15-1 to 15-4 as in the first embodiment. Furthermore, in the fourth embodiment, displacement sensors 15-5 and 15-6 are provided in the upper and lower parts of the
なお、図１７において、Ｌ１：かご枠重心と上部ローラガイド間の距離、Ｌ２：かご枠重心と下部ローラガイド間の距離、Ｌ３：かご枠重心とかご上枠のアクチュエータ間の距離、Ｌ４：かご枠重心とかご下枠のアクチュエータ間の距離、Ｌ５：かご室重心とかご上枠のアクチュエータ間の距離、Ｌ６：かご室重心とかご下枠のアクチュエータ間の距離である。 In FIG. 17, L1: distance between the center of gravity of the car frame and the upper roller guide, L2: distance between the center of gravity of the car frame and the lower roller guide, L3: distance between the center of gravity of the car frame and the actuator of the car upper frame, L4: car The distance between the center of gravity of the frame and the actuator of the car lower frame, L5: the distance between the center of gravity of the car room and the actuator of the car upper frame, and L6: the distance between the center of gravity of the car room and the actuator of the car lower frame.
ここで、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を一体として考え、かご全体の重心の水平振動と重心周りの回転振動を持つ２自由度の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を別体として考え、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を持つ４自由度の振動系をモデル化する。
Here, in the first embodiment, the
４自由度振動系の拡張状態方程式を下記に示す。
ただし、Ｘｗ：かご枠重心の水平振動変位、Ｘｓ：かご室重心の水平振動変位、θｗ：かご枠重心の回転振動角度、θｓ：かご室重心の回転振動角度である。Ｄ１，Ｄ２：かご枠の上部と下部のレール変位（撓み量）、Ｆｕ，Ｆｄ：かご室の上部と下部に直接加わる加振力（空力外乱力）である。Ａ［１６×１６］は、任意の行列式であり、具体的な数値は省略する。 Where Xw: horizontal vibration displacement of the car frame center of gravity, Xs: horizontal vibration displacement of the car room center of gravity, θw: rotation vibration angle of the car frame center of gravity, and θs: rotation vibration angle of the car room center of gravity. D1, D2: rail displacement (deflection amount) at the upper and lower parts of the car frame, Fu, Fd: excitation force (aerodynamic disturbance force) directly applied to the upper and lower parts of the car room. A [16 × 16] is an arbitrary determinant, and specific numerical values are omitted.
式（１１）と式（１２）はセットであり、４自由度振動系の拡張状態方程式モデル（かご振動＋レール変位モデル）における運転方程式と出力方程式である。 Expressions (11) and (12) are a set, and are an operation equation and an output equation in an extended state equation model (cage vibration + rail displacement model) of a four-degree-of-freedom vibration system.
上記式（１１）の運転方程式には、外乱変位であるＤ１，Ｄ２とＦｕ，Ｆｄの状態量が含まれている。なお、ここでは、一方のガイドレール２−１の上部と下部に対する状態量を例にしているが、実際には他方のガイドレール２−２の上部と下部に対する状態量も加わる。 The operation equation of the above equation (11) includes the state quantities of D1, D2 and Fu, Fd which are disturbance displacements. Here, the state quantities for the upper and lower portions of one guide rail 2-1 are taken as an example, but in reality, the state quantities for the upper and lower portions of the other guide rail 2-2 are also added.
いま、変位センサ１５−１によって検出される乗りかご５とガイドレール２−１との間の相対変位をｈ１、変位センサ１５−２によって検出される乗りかご５とガイドレール２−１との間の相対変位をｈ２とする。また、変位センサ１５−５によって検出されるかご枠６とかご室１２との間の相対変位をｈｕ、変位センサ１５−６によって検出されるかご枠６とかご室１２との間の相対変位をｈｄとする。
Now, the relative displacement between the
上記式（１２）の出力方程式は、上記各相対変位と、その１階微分である相対変位速度で構成される８個の状態量（ｈ１'，ｈ１，ｈ２'，ｈ２，ｈｕ'，ｈｕ，ｈｄ'，ｈｄ）を出力する。図６と同様に、これらの状態量と実際の変位センサ信号およびその微分信号と比較し、その差分にオブザーバゲインをかけて戻すと、推定したいレール変位（Ｄ１，Ｄ２，Ｆｕ．Ｆｄ）およびその時間微分（Ｄ１'，Ｄ２'，Ｆｕ'，Ｆｄ'）が得られる。この場合、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Ｆｕ，Ｆｄを含めて推定することができる。
The output equation of the above equation (12) has eight state quantities (h1 ′, h1, h2 ′, h2, hu ′, hu, hu) composed of each relative displacement and a relative displacement speed that is a first derivative thereof. hd ′, hd) is output. Similar to FIG. 6, when these state quantities are compared with the actual displacement sensor signal and its differential signal, and the difference is multiplied by the observer gain, the rail displacement (D1, D2, Fu.Fd) to be estimated and its Time derivatives (D1 ′, D2 ′, Fu ′, Fd ′) are obtained. In this case, in addition to the displacements D1 and D2 due to the guide rail bending, it can be estimated including the excitation forces Fu and Fd applied to the
なお、図７で説明したように、変位センサ１５−１〜１５−６の信号に所定のゲインを乗じてから入力する構成としても良い。 As described with reference to FIG. 7, the signals of the displacement sensors 15-1 to 15-6 may be input after being multiplied by a predetermined gain.
また、ここでは説明を簡単にするため、一方のガイドレール２−１の撓み量を推定する場合を想定して説明したが、実際には、変位センサ１５−３，１５−４を用いて、他方のガイドレール２−２の撓み量も含めて推定する。 In addition, here, in order to simplify the explanation, the explanation has been made on the assumption that the amount of deflection of one of the guide rails 2-1 is estimated, but actually, using the displacement sensors 15-3 and 15-4, It estimates including the amount of bending of the other guide rail 2-2.
具体的には、図８に示したレール変位推定ブロック３１に上記式（１１），式（１２）の４自由度振動系の拡張状態方程式を有するオブザーバを組み込んでおく。そして、変位センサ１５−１〜１５−６の各信号をレール変位推定ブロック３１に入力して、ガイドレール撓みによる変位Ｄ１，Ｄ２と、かご室１２に加わる加振力Ｆｕ，Ｆｄを推定する。
Specifically, an observer having the expanded equation of state of the four-degree-of-freedom vibration system of the above equations (11) and (12) is incorporated in the rail
フィードフォワード制御ブロック３３は、こ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
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、変位センサ１５−１〜１５−６を用いて、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, by modeling the vibration system with the
（第５の実施形態）
次に、第５の実施形態について説明する。
(Fifth embodiment)
Next, a fifth embodiment will be described.
上記第１の実施形態では、式（８）と式（９）の拡張状態方程式を用いてオブザーバを構成した。このオブザーバでは、実際値である変位センサの信号と拡張状態方程式の出力値との整合性を取るために相対変位の変換式が必要となる（式中の（ｃ）部分）。これに対し、第５の実施形態では、この変換式の部分が事前に計算された状態方程式を用いてオブザーバを構成しておくことを特徴とする（図１８参照）。 In the first embodiment, the observer is configured using the extended state equations of the equations (8) and (9). In this observer, a conversion equation for relative displacement is required in order to ensure consistency between the displacement sensor signal, which is an actual value, and the output value of the extended state equation (part (c) in the equation). On the other hand, the fifth embodiment is characterized in that an observer is configured using a state equation in which the part of the conversion formula is calculated in advance (see FIG. 18).
すなわち、まず、式（１３）に示す相対変位と絶対変位との関係式を用いる。
なお、式（１３）は上記（３）式と同じである。ｈ１は変位センサ１５−１によって検出される乗りかご５とガイドレール２−１との間の相対変位、ｈ２は変位センサ１５−２によって検出される乗りかご５とガイドレール２−１との間の相対変位である。Ｄ１は上側のアクティブローラガイド７−１の設置箇所におけるガイドレール２−１の変位（撓み量）、Ｄ２は下側のアクティブローラガイド７−２の設置箇所におけるガイドレール２−１の変位（撓み量）である。（Ｘ＋Ｌ１θ），（Ｘ＋Ｌ２θ）は絶対変位を示す。
Expression (13) is the same as the above expression (3). h1 is a relative displacement between the
このような関係式を用いて、加速度センサの信号から得られるかご振動の状態量（Ｘ’，Ｘ，θ’，θ）を変形し、かご変位の状態量（ｈ１’，ｈ２’，ｈ１，ｈ２）を表わす「かご変位モデル」を用意しておく。第５の実施形態では、この「かご変位モデル」に「レール変位モデル」を組み合わせた「拡張状態方程式モデル」を用いる。この「拡張状態方程式モデル」は、下記の式（１４）と式（１５）で表される。
式（１４）と式（１５）はセットであり、２自由度振動系の拡張状態方程式モデル（かご変位＋レール変位モデル）における運転方程式と出力方程式である。なお、ｈ１，ｈ２はかご上部と下部におけるガイドレール間の相対変位量（ｍ）、Ｄ１，Ｄ２はかご上部と下部におけるレール変位（撓み量）（ｍ）である。Ｕ１，Ｕ２はかご上部と下部におけるアクチュエータの力である。また、ＡＡ［８×８］，ＢＢ［８×２］，ＣＣ［４×８］には、レール変位モデルの構成要素が含まれている。複雑な計算式となるため、詳細は省略するものとする。 Expressions (14) and (15) are a set, and are an operation equation and an output equation in an extended state equation model (cage displacement + rail displacement model) of a two-degree-of-freedom vibration system. Here, h1 and h2 are relative displacement amounts (m) between the guide rails at the upper and lower portions of the car, and D1 and D2 are rail displacements (deflection amounts) (m) at the upper and lower portions of the car. U1 and U2 are actuator forces at the top and bottom of the car. Also, AA [8 × 8], BB [8 × 2], and CC [4 × 8] include components of the rail displacement model. Since this is a complicated calculation formula, details are omitted.
ここで、上記第１の実施形態における拡張状態方程式（式（８）および式（９）参照）との違いは、ガイドレール２−１の撓みによって乗りかご５が受ける水平方向の振動特性を表す状態方程式を変形して、ガイドレール２−１と乗りかご５間の相対変位を状態ベクトルとして状態方程式の形で表現している点である。このような拡張状態方程式を用いてオブザーバを構成すると、図１８のようになる。
Here, the difference from the expanded state equation (see equations (8) and (9)) in the first embodiment represents the horizontal vibration characteristics received by the
図１８は第５の実施形態におけるオブザーバの構成を説明するための図である。図中の４０は実際の振動系を表した実物（エレベータの乗りかご）を示している。６１はオブザーバである。
FIG. 18 is a diagram for explaining the configuration of an observer in the fifth embodiment.
いま、一方のガイドレール２−１の撓みによるレール変位を推定する場合を例にして説明する。乗りかご５の走行中に、変位センサ１５−１，１５−２からガイドレール２−１と乗りかご５との間の相対変位を示す信号がオブザーバ６１に入力される。
Now, the case where the rail displacement due to the deflection of one of the guide rails 2-1 is estimated will be described as an example. While the
オブザーバ６１は、かご変位＋レール変位モデル６２、差分算出部６３、オブザーバゲイン行列６４とで構成される。
The
かご変位＋レール変位モデル６２は、上記式（１４）および式（１５）に示した拡張状態方程式に相当し、かご変位の状態量（ｈ１’，ｈ２’，ｈ１，ｈ２）とレール変位の推定量（Ｄ１'，Ｄ２'，Ｄ１，Ｄ２）を出力する。このかご変位＋レール変位モデル６２から出力されるかご変位の状態量（ｈ１’，ｈ２’，ｈ１，ｈ２）が相対変位の推定値として差分算出部６３に与えられる。
The car displacement +
差分算出部６３は、この相対変位の推定値と相対変位の実測値とを比較し、その差分値をオブザーバゲイン行列６４を介してかご変位＋レール変位モデル６２にフィードバックする。オブザーバゲイン行列６４は、図６のオブザーバゲイン行列４５と同様に、相対変位の推定値と実測値との差分値に所定のゲインを乗じるための行列である。
The
ここで、上記第１の実施形態で用いられた図６のオブザーバ４１は、出力値であるレール変位の推定量（Ｄ１’，Ｄ２’，Ｄ１，Ｄ２）がフィードバックされる構成である。つまり、推定結果をフィードバックして推定する構成となるため、例えば推定結果に誤差を含む場合に精度が低下する可能性がある。
Here, the
これに対し、第５の実施形態のオブザーバ６１では、レール変位の推定量（Ｄ１’，Ｄ２’，Ｄ１，Ｄ２）がフィードバックされないため、推定精度や推定の安定性が得やすいといった利点がある。ただし、図６の相対変位変換行列４３に相当する複雑な式を事前に解いておく必要がある。
On the other hand, the
このような構成のオブザーバ６１を制御装置２０に組み込み、図３に示すように変位センサ１５−１，１５−２の信号を制御装置２０に入力すれば、ガイドレール２−１の撓み量を推定できる。この推定結果に基づくフィードフォワード制御によりアクティブローラガイド７−１のアクチュエータ１１−１とアクティブローラガイド７−２のアクチュエータ１１−２を駆動すると、ガイドレール２−１の撓みによる変位をリアルタイムに吸収でき、乗りかご５の水平振動を低減できる。
If the
なお、図８の構成では、変位センサ１５−１，１５−２の信号をそのままの大きさでオブザーバ４１に入力しているが、例えば図７に示すように、変位センサ１５−１，１５−２の信号に補正ゲイン４６を乗じてから入力する構成としても良い。
In the configuration of FIG. 8, the signals of the displacement sensors 15-1 and 15-2 are input to the
また、ここでは説明を簡単にするため、一方のガイドレール２−１の撓み量を推定する場合を想定して説明したが、実際には、変位センサ１５−３，１５−４を用いて、他方のガイドレール２−２の撓み量も含めて推定する。 In addition, here, in order to simplify the explanation, the explanation has been made on the assumption that the amount of deflection of one of the guide rails 2-1 is estimated, but actually, using the displacement sensors 15-3 and 15-4, It estimates including the amount of bending of the other guide rail 2-2.
要するに、オブザーバ６１は、変位センサ１５−１〜１５−４の信号から乗りかご５の状態量として得られるレールとかご間の相対変位および相対変位速度を入力信号とし、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４１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。
In short, the
また、ここでは説明を簡単にするため、一方のガイドレール２−１の撓み量を推定する場合を想定して説明したが、実際には、変位センサ１５−３，１５−４を用いて、他方のガイドレール２−２の撓み量も含めて推定する。 In addition, here, in order to simplify the explanation, the explanation has been made on the assumption that the amount of deflection of one of the guide rails 2-1 is estimated, but actually, using the displacement sensors 15-3 and 15-4, It estimates including the amount of bending of the other guide rail 2-2.
要するに、オブザーバ４１は、変位センサ１５−１〜１５−４の信号から乗りかご５の状態量として得られるレールとかご間の相対変位および相対変位速度を入力信号とし、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４１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。
In short, the
このように第５の実施形態によれば、レールとかご間の相対変位を状態ベクトルとしたかご変位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を用いてオブザーバを構成することで、より高精度にレール変位（撓み量）を推定して制振効果を上げることができる。 As described above, according to the fifth embodiment, the observer is configured by using the extended state equation that combines the car displacement model and the rail displacement model with the relative displacement between the rail and the car as the state vector. It is possible to increase the vibration control effect by accurately estimating the rail displacement (the amount of deflection).
なお、この第５の実施形態と上記第２乃至第４の実施形態を適宜組み合わせて構成することも可能である。 It should be noted that the fifth embodiment and the second to fourth embodiments can be combined as appropriate.
以上述べた少なくとも１つの実施形態によれば、安価な構成にて、乗りかごの走行中にレールの撓みに起因した振動を確実にとらえて効果的に低減することができるアクティブローラガイド装置を提供することができる。 According to at least one embodiment described above, an active roller guide device capable of reliably capturing and effectively reducing vibration caused by rail flexure during traveling of a car with an inexpensive configuration is provided. can do.
なお、上記各実施形態では、エレベータを例にして説明したが、例えば電車などのようにレール上を走行する移動体であれば、本発明の手法を適用して振動を低減させることも可能である。 In each of the above embodiments, an elevator has been described as an example. However, if it is a moving body that travels on a rail such as a train, vibrations can be reduced by applying the method of the present invention. is there.
要するに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 short, several embodiments of the present invention have been described, but these embodiments are presented as examples and are not intended to limit the scope of the 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、１５−１〜１５−６…変位センサ、１６−１〜１６−４…相対変位信号、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、３２−１〜３２−４…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、３４−１〜３４−４…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、３６−１〜３６−４…フィードバック制御信号、３７−１〜３７−４…加算器、３８−１〜３８−４…振動制御信号、４０…モデル、４１，６１…オブザーバ。
DESCRIPTION OF
Claims (11)
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、
上記乗りかごと上記ガイドレール間の相対変位を検出する少なくとも１つの変位センサと、
上記ガイドレールの撓み量によって上記乗りかごと上記ガイドレール間に生じる相対変位を理論的に表した数学モデルを有し、上記変位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
を具備したことを特徴とするエレベータのアクティブ制振装置。 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 displacement sensor for detecting a relative displacement between the car and the guide rail;
It has a mathematical model that theoretically represents the relative displacement that occurs between the car and the guide rail depending on the amount of deflection of the guide rail, and uses the signal of the displacement sensor and the mathematical model to Estimating means for estimating the deflection amount of the guide rail causing vibration in substantially real time;
An active vibration damping device for an elevator comprising: control means for controlling the vibration damping mechanism in a direction to suppress vibration of the car based on an estimation result by the estimation means.
上記乗りかごの上部の上記ガイドレールと対向する部分および上記乗りかごの下部の上記ガイドレールと対向する部分のうちの少なくとも一方に設置され、
上記変位センサは、
上記制振機構が設置された箇所で上記乗りかごと上記ガイドレール間の相対変位を検出することを特徴とする請求項１記載のエレベータのアクティブ制振装置。 The above vibration control mechanism
Installed in at least one of a portion facing the guide rail at the top of the car and a portion facing the guide rail at the bottom of the car,
The displacement sensor is
2. The active vibration damping device for an elevator according to claim 1, wherein a relative displacement between the car and the guide rail is detected at a place where the vibration damping mechanism is installed.
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り、
上記拡張状態方程式モデルは、
上記乗りかごの状態量と上記ガイドレールの撓みの推定量との関係に基づいて上記ガイドレールと上記乗りかご間の相対変位を算出するための変換式を含むことを特徴する請求項１記載のエレベータのアクティブ制振装置。 The 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. It consists of an extended equation of state model combined with a rail displacement model expressed in shape,
The above extended equation of state model is
The conversion formula for calculating the relative displacement between the said guide rail and the said car based on the relationship between the state quantity of the said car and the estimated amount of the deflection of the said guide rail is included. Elevator active damping device.
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表す状態方程式を変形し、上記ガイドレールと上記乗りかご間の相対変位を状態ベクトルとして状態方程式の形で表現したかご変位モデルと、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請求項１記載のエレベータのアクティブ制振装置。 The mathematical model is
A car displacement model in which a state equation representing a horizontal vibration characteristic received by the car due to the deflection of the guide rail is modified, and a relative displacement between the guide rail and the car is represented as a state vector in the form of a state equation; 2. The elevator according to claim 1, comprising an extended state equation model combined with a rail displacement model expressed in the form of a state equation on the assumption that the deflection of the guide rail changes with a predetermined regular characteristic. Active vibration control device.
上記ガイドレールの撓みが一定の周期で振幅と位相のみが変化している略正弦波の特性を持つものと仮定してモデル化されていることを特徴とする請求項３または４記載のエレベータのアクティブ制振装置。 The rail displacement model is
5. The elevator according to claim 3, 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. Active vibration control device.
上記ガイドレールの撓みが上記ガイドレールをシャフト内に固定するためのブラケットの設置間隔毎の周期を有する略正弦波の特性を持つものと仮定してモデル化されていることを特徴とする請求項５記載のエレベータのアクティブ制振装置。 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. 5. An active vibration damping device for an elevator according to 5 .
上記ガイドレールの撓みが上記ガイドレールを構成する複数本のレール部材の継ぎ目の間隔毎の周期を有する略正弦波の特性を持つものと仮定してモデル化されていることを特徴とする請求項５記載のエレベータのアクティブ制振装置。 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. 5. An active vibration damping device for an elevator according to 5 .
上記ガイドレールの撓みが上記ガイドレールをシャフト内に固定するためのブラケットの設置間隔毎の第１の周期と上記ガイドレールを構成する複数本のレール部材の継ぎ目の間隔毎の第２の周期を有する略正弦波の特性を持つものと仮定してモデル化されていることを特徴とする請求項５記載のエレベータのアクティブ制振装置。 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. 6. The elevator active vibration damping device according to claim 5 , wherein the vibration damping device is modeled on the assumption that it has a substantially sinusoidal characteristic.
上記乗りかご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ものであることを特徴とする請求項３または４記載のエレベータのアクティブ制振装置。 The above car vibration model is
5. The active vibration damping device for an elevator according to claim 3, wherein the vibration system has two vibration degrees of freedom: horizontal vibration of the center of gravity of the car and rotational vibration around the center of gravity.
上記乗りかごを構成するかご枠とかご室を別体として、上記かご枠の重心の水平振動と重心周りの回転振動と上記かご室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たものであることを特徴とする請求項３または４記載のエレベータのアクティブ制振装置。 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. The elevator active vibration damping device according to claim 3 or 4, wherein the vibration system having a degree is modeled.
上記かご振動モデルを用いて上記かご室に加わる加振力を推定し、
上記制御手段は、
上記推定手段の推定結果に基づいて、上記かご室に加わる加振力を抑制する方向に上記かご枠と上記かご室との間に設けられたアクチュエータをフィードフォワード制御することを特徴とする請求項１０記載のエレベータのアクティブ制振装置。 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. The elevator active vibration damping device according to claim 10 .
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Citations (3)
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|---|---|---|---|---|
| JP2005060001A (en) * | 2003-08-08 | 2005-03-10 | Toshiba Elevator Co Ltd | Guide device of elevator |
| US20050167204A1 (en) * | 2004-02-02 | 2005-08-04 | Josef Husmann | Method for the design of a regulator for vibration damping at an elevator car |
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|---|---|---|---|---|
| JPH05310386A (en) * | 1992-03-09 | 1993-11-22 | Toshiba Corp | Damping device for elevator |
| ATE537099T1 (en) * | 2001-10-16 | 2011-12-15 | Inventio Ag | DEVICE FOR INSTALLING AN ELEVATOR DRIVE IN AN ELEVATOR SHAFT |
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-
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Patent Citations (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2005060001A (en) * | 2003-08-08 | 2005-03-10 | Toshiba Elevator Co Ltd | Guide device of elevator |
| US20050167204A1 (en) * | 2004-02-02 | 2005-08-04 | Josef Husmann | Method for the design of a regulator for vibration damping at an elevator car |
| JP2013144607A (en) * | 2013-03-08 | 2013-07-25 | Mitsubishi Electric Corp | Vibration damping device for elevator |
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