WO2012176758A1 - 鉄道車両用制振装置 - Google Patents

鉄道車両用制振装置 Download PDF

Info

Publication number
WO2012176758A1
WO2012176758A1 PCT/JP2012/065600 JP2012065600W WO2012176758A1 WO 2012176758 A1 WO2012176758 A1 WO 2012176758A1 JP 2012065600 W JP2012065600 W JP 2012065600W WO 2012176758 A1 WO2012176758 A1 WO 2012176758A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
side chamber
thrust
damping device
pump
valve
Prior art date
Application number
PCT/JP2012/065600
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
貴之 小川
青木　淳
勝 内田
Original Assignee
カヤバ工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by カヤバ工業株式会社 filed Critical カヤバ工業株式会社
Priority to EP12802806.5A priority Critical patent/EP2722249A4/en
Priority to CN201280030694.2A priority patent/CN103608235B/zh
Priority to KR1020137033465A priority patent/KR101484439B1/ko
Priority to RU2013150925/11A priority patent/RU2573532C9/ru
Priority to US14/127,896 priority patent/US9358990B2/en
Publication of WO2012176758A1 publication Critical patent/WO2012176758A1/ja

Links

Images

Classifications

    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B61—RAILWAYS
    • B61F—RAIL VEHICLE SUSPENSIONS, e.g. UNDERFRAMES, BOGIES OR ARRANGEMENTS OF WHEEL AXLES; RAIL VEHICLES FOR USE ON TRACKS OF DIFFERENT WIDTH; PREVENTING DERAILING OF RAIL VEHICLES; WHEEL GUARDS, OBSTRUCTION REMOVERS OR THE LIKE FOR RAIL VEHICLES
    • B61F5/00—Constructional details of bogies; Connections between bogies and vehicle underframes; Arrangements or devices for adjusting or allowing self-adjustment of wheel axles or bogies when rounding curves
    • B61F5/02—Arrangements permitting limited transverse relative movements between vehicle underframe or bolster and bogie; Connections between underframes and bogies
    • B61F5/22—Guiding of the vehicle underframes with respect to the bogies
    • B61F5/24—Means for damping or minimising the canting, skewing, pitching, or plunging movements of the underframes
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B61—RAILWAYS
    • B61F—RAIL VEHICLE SUSPENSIONS, e.g. UNDERFRAMES, BOGIES OR ARRANGEMENTS OF WHEEL AXLES; RAIL VEHICLES FOR USE ON TRACKS OF DIFFERENT WIDTH; PREVENTING DERAILING OF RAIL VEHICLES; WHEEL GUARDS, OBSTRUCTION REMOVERS OR THE LIKE FOR RAIL VEHICLES
    • B61F5/00—Constructional details of bogies; Connections between bogies and vehicle underframes; Arrangements or devices for adjusting or allowing self-adjustment of wheel axles or bogies when rounding curves
    • B61F5/02—Arrangements permitting limited transverse relative movements between vehicle underframe or bolster and bogie; Connections between underframes and bogies
    • B61F5/22—Guiding of the vehicle underframes with respect to the bogies
    • B61F5/24—Means for damping or minimising the canting, skewing, pitching, or plunging movements of the underframes
    • B61F5/245—Means for damping or minimising the canting, skewing, pitching, or plunging movements of the underframes by active damping, i.e. with means to vary the damping characteristics in accordance with track or vehicle induced reactions, especially in high speed mode
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B21/00—Common features of fluid actuator systems; Fluid-pressure actuator systems or details thereof, not covered by any other group of this subclass
    • F15B21/008—Reduction of noise or vibration
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B21/00—Common features of fluid actuator systems; Fluid-pressure actuator systems or details thereof, not covered by any other group of this subclass
    • F15B21/04—Special measures taken in connection with the properties of the fluid
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/02—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/305—Directional control characterised by the type of valves
    • F15B2211/3056—Assemblies of multiple valves
    • F15B2211/30565—Assemblies of multiple valves having multiple valves for a single output member, e.g. for creating higher valve function by use of multiple valves like two 2/2-valves replacing a 5/3-valve
    • F15B2211/3058—Assemblies of multiple valves having multiple valves for a single output member, e.g. for creating higher valve function by use of multiple valves like two 2/2-valves replacing a 5/3-valve having additional valves for interconnecting the fluid chambers of a double-acting actuator, e.g. for regeneration mode or for floating mode
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/30—Directional control
    • F15B2211/315—Directional control characterised by the connections of the valve or valves in the circuit
    • F15B2211/31552—Directional control characterised by the connections of the valve or valves in the circuit being connected to an output member and a return line
    • F15B2211/31558—Directional control characterised by the connections of the valve or valves in the circuit being connected to an output member and a return line having a single output member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/63—Electronic controllers
    • F15B2211/6303—Electronic controllers using input signals
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/665—Methods of control using electronic components
    • F15B2211/6651—Control of the prime mover, e.g. control of the output torque or rotational speed
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/60—Circuit components or control therefor
    • F15B2211/665—Methods of control using electronic components
    • F15B2211/6653—Pressure control
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/705—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor characterised by the type of output members or actuators
    • F15B2211/7051—Linear output members
    • F15B2211/7053—Double-acting output members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
    • F15B2211/76—Control of force or torque of the output member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/02—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems
    • F16F15/023—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems using fluid means
    • F16F15/027—Suppression of vibrations of non-rotating, e.g. reciprocating systems; Suppression of vibrations of rotating systems by use of members not moving with the rotating systems using fluid means comprising control arrangements

Definitions

  • the present invention relates to an improvement in a railcar vibration damping device.
  • a railway vehicle vibration damping device for example, an apparatus used between a vehicle body and a carriage to suppress left-right vibration with respect to the traveling direction in the railway vehicle is known. Yes.
  • JP2010-65797A includes a cylinder connected to one of a bogie and a vehicle body of a railway vehicle, a piston that is slidably inserted into the cylinder, and is inserted into the cylinder and connected to the other of the cart, the vehicle body, and a piston. And a rod side chamber and a piston side chamber defined in the cylinder by the piston, a tank in which liquid supplied to the cylinder is stored, and a first passage provided in the middle of the first passage communicating the rod side chamber and the piston side chamber.
  • a railcar damping device includes a variable relief valve provided in the middle of a discharge passage and capable of changing a valve opening pressure.
  • the pump is driven to rotate at a predetermined rotational speed (the number of rotations per unit time), and the first on-off valve, the second on-off valve, and the variable relief valve are driven according to the vibration state of the vehicle body. Is driven appropriately. In this way, the thrust of suppressing the vibration of the vehicle body is obtained using the hydraulic pressure, and the vibration of the railway vehicle is suppressed.
  • the hydraulic fluid sent out by a pump that is driven to rotate at a predetermined rotational speed is sucked up from the tank, passes through a hydraulic circuit for driving the actuator, and finally returned to the tank. At this time, pressure loss occurs due to the pipe line resistance of the hydraulic circuit, so the pressure in the cylinder does not equal the tank pressure.
  • the rotation speed of the pump is set to a rotation speed that can ensure the minimum required amount of hydraulic oil.
  • the lower limit of the rotational speed of the pump is determined. Further, since pressure loss due to pipe resistance or the like cannot be completely eliminated, there is a lower limit to the thrust that can be generated by the actuator. Therefore, the actuator cannot generate a thrust smaller than this lower limit.
  • the actuator thrust is compared to the thrust command value. It becomes excessive. Therefore, the deviation between the thrust command value and the actual thrust becomes large, and hunting occurs in which the actuator thrust becomes oscillatory. Therefore, there is a possibility that the ride comfort in the vehicle body is deteriorated.
  • the present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a railway vehicle vibration damping device that does not deteriorate the riding comfort of the vehicle body and is excellent in economy.
  • a vibration damping device for a railway vehicle that obtains a thrust to be output to an actuator as a thrust command value and controls the actuator to suppress vibrations of a vehicle body.
  • a cylinder coupled to one of the carriage and the vehicle body, a piston slidably inserted into the cylinder, and a cylinder inserted into the cylinder and coupled to the other of the carriage and the vehicle body and the piston.
  • a rod side chamber and a piston side chamber partitioned by the piston in the cylinder, and a tank in which liquid to be supplied to and discharged from the cylinder is stored, and the rod side chamber and the piston side chamber communicate with each other.
  • a first on-off valve provided in the first passage and capable of opening and closing the first passage; provided in a second passage communicating the piston side chamber and the tank; A second on-off valve capable of opening and closing the second passage, and a pump that is rotationally driven at a predetermined normal rotation speed and supplies liquid from the tank to the rod side chamber, wherein the pump includes the thrust
  • a command value falls below a normal lower limit value that is a lower limit value of thrust that can be generated by the actuator when rotating at the normal rotation speed
  • a railcar vibration damping device is provided that reduces the rotation speed.
  • FIG. 1 is a configuration diagram showing a state in plan view of a railway vehicle on which a railway vehicle vibration damping device according to an embodiment of the present invention is mounted.
  • FIG. 2 is a detailed view of the railcar damping device according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a control block diagram of a controller in the railcar damping device according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 4 is a control block diagram of the command calculation unit of the controller in the railcar damping device according to the embodiment of the present invention.
  • the railway vehicle vibration damping device 1 is used as a vibration damping device for a vehicle body B of a railway vehicle.
  • the railcar damping device 1 includes a front actuator Af interposed between a front carriage Tf and a vehicle body B, and a rear carriage Tr and a vehicle body B. And a controller C that actively controls both of the actuators Af and Ar.
  • the railcar damping device 1 obtains a thrust to be output to the actuators Af and Ar as a thrust command value, and controls the actuators Af and Ar to suppress vibration of the vehicle body B.
  • a pair of actuators Af and actuators Ar are provided.
  • the front and rear actuators Af and Ar are connected to a pin P hanging below the vehicle body B of the railway vehicle, and are arranged in parallel between the vehicle body B and the front and rear vehicles Tf and Tr. .
  • the front and rear actuators Af and Ar basically suppress vibrations in the horizontal and lateral directions with respect to the vehicle traveling direction of the vehicle body B by active control.
  • the controller C controls the front and rear actuators Af and Ar to perform active control so as to suppress the lateral vibration of the vehicle body B.
  • the controller C performs control for suppressing the vibration of the vehicle body B
  • the lateral acceleration ⁇ f in the horizontal direction relative to the vehicle traveling direction of the front portion Bf of the vehicle body B and the rear portion Br of the vehicle body B are detected.
  • the lateral acceleration ⁇ r in the horizontal lateral direction with respect to the vehicle traveling direction is detected.
  • the controller C calculates a yaw acceleration ⁇ that is an angular acceleration around the vehicle body center G immediately above the front and rear carts Tf and Tr.
  • the controller C calculates a sway acceleration ⁇ , which is a horizontal lateral acceleration of the vehicle body center G, based on the detected lateral acceleration ⁇ f and lateral acceleration ⁇ r. Based on the calculated yaw acceleration ⁇ and sway acceleration ⁇ , the controller C calculates thrust command values Ff and Fr that are thrusts to be individually generated by the front and rear actuators Af and Ar. The controller C suppresses the lateral vibration of the vehicle body B by performing feedback control so as to cause the thrust actuators Af and Ar to generate thrusts according to the thrust command values Ff and Fr.
  • FIG. 1 two actuators Af and Ar are provided and controlled by a single controller C. Instead, one controller C is provided for each actuator Af and Ar. May be provided.
  • the railcar damping device 1 that expands and contracts the front and rear actuators Af and Ar has the same configuration. Below, in order to avoid duplication of description, only the configuration of the railcar damping device 1 including the front actuator Af will be described, and a specific description of the railcar damping device 1 including the rear actuator Ar will be given. Description is omitted.
  • the actuator Af includes a cylinder 2 connected to one of the bogie Tf and the vehicle body B of the railway vehicle, a piston 3 that is slidably inserted into the cylinder 2, and a cylinder 2 that is inserted into the cylinder 2.
  • a rod 4 connected to the other of the piston 3 and the piston 3, and a rod side chamber 5 and a piston side chamber 6 defined by the piston 3 in the cylinder 2.
  • the actuator Af is configured as a single rod type actuator.
  • the railcar damping device 1 is provided in a tank 7 in which hydraulic oil as a liquid supplied to and discharged from the cylinder 2 is stored, and in a first passage 8 that communicates the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6.
  • a first on-off valve 9 capable of opening and closing the one passage 8; a second on-off valve 11 provided in the second passage 10 communicating the piston side chamber 6 and the tank 7; And a pump 12 that is rotationally driven at a normal rotational speed and supplies hydraulic oil from the tank 7 to the rod side chamber 5.
  • the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 are filled with hydraulic oil, and the tank 7 is filled with gas in addition to the hydraulic oil.
  • the inside of the tank 7 does not need to be in a pressurized state by compressing and filling the gas.
  • Actuator Af is extended by driving pump 12 with first open / close valve 9 communicating with first passage 8 and second open / close valve 11 closed.
  • the actuator Af is contracted by driving the pump 12 with the second on-off valve 11 communicating with the second passage 10 and with the first on-off valve 9 closed.
  • the cylinder 2 is formed in a cylindrical shape, one end (right end in FIG. 2) is closed by a lid 13, and an annular rod guide 14 is attached to the other end (left end in FIG. 2).
  • a rod 4 that is movably inserted into the cylinder 2 is slidably inserted into the rod guide 14.
  • the rod 4 has one end protruding outside the cylinder 2 and the other end connected to a piston 3 that is slidably inserted into the cylinder 2.
  • the outer periphery of the rod 4 and the rod guide 14 are sealed by a seal member (not shown). Thereby, the inside of the cylinder 2 is maintained in a sealed state.
  • the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 partitioned by the piston 3 in the cylinder 2 are filled with hydraulic oil as described above.
  • a liquid suitable for the actuator can be used in addition to the hydraulic oil.
  • the cross-sectional area of the rod 4 is formed to be a half of the cross-sectional area of the piston 3. That is, the pressure receiving area of the piston 3 on the rod side chamber 5 side is half of the pressure receiving area of the piston 3 on the piston side chamber 6 side.
  • the thrust generated by the actuator Af is a value obtained by multiplying a half of the cross-sectional area of the piston 3 by the pressure of the hydraulic oil in the rod side chamber 5 in both expansion and contraction. Therefore, when the thrust of the actuator Af is controlled, the pressure in the rod side chamber 5 may be controlled for both the extension operation and the contraction operation.
  • the pressure receiving area on the rod side chamber 5 side of the piston 3 is set to one half of the pressure receiving area on the piston side chamber 6 side. Therefore, when the same thrust is generated on both sides of the expansion and contraction, the pressure in the rod side chamber 5 is the same on the expansion side and the contraction side, so that the control is simple. Further, since the amount of hydraulic oil supplied to and discharged from the rod side chamber 5 with respect to the displacement amount is the same, the responsiveness is the same on both sides of expansion and contraction.
  • An attachment portion (not shown) is provided on the free end (left end in FIG. 2) of the rod 4 and the lid 13 that closes one end of the cylinder 2. With these attachment portions, the actuator Af can be interposed between the vehicle body B and the carriage Tf in the railway vehicle.
  • the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 are communicated with each other by a first passage 8.
  • a first opening / closing valve 9 is provided in the middle of the first passage 8.
  • the first passage 8 communicates the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 outside the cylinder 2, but instead of this, a passage for communicating the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 is provided in the piston 3. May be.
  • the first on-off valve 9 is an electromagnetic on-off valve, and includes a valve 9a having a communication position 9b and a cutoff position 9c, a spring 9d that urges the valve 9a so as to be switched to the cutoff position 9c, and the valve 9a when energized. And a solenoid 9e that switches to the communication position 9b so as to face the spring 9d.
  • the first opening / closing valve 9 is switched to the communication position 9 b, the first passage 8 is opened and the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 communicate with each other.
  • the first opening / closing valve 9 blocks communication between the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 when switched to the blocking position 9c.
  • the piston side chamber 6 and the tank 7 are communicated with each other by a second passage 10.
  • a second on-off valve 11 is provided in the middle of the second passage 10.
  • the second on-off valve 11 is an electromagnetic on-off valve, and includes a valve 11a having a communication position 11b and a cut-off position 11c, a spring 11d that urges the valve 11a so as to be switched to the cut-off position 11c, and the valve 11a when energized. And a solenoid 11e that switches to the communication position 11b so as to face the spring 11d.
  • the second on-off valve 11 is switched to the communication position 11b, the second passage 10 is opened and the piston side chamber 6 and the tank 7 are communicated.
  • the second on-off valve 11 is switched to the shut-off position 11c, the communication between the piston side chamber 6 and the tank 7 is shut off.
  • the pump 12 is driven by a motor 15.
  • the pump 12 is a pump that discharges hydraulic oil in only one direction.
  • the discharge port of the pump 12 communicates with the rod side chamber 5 through the supply passage 16, and the suction port of the pump 12 communicates with the tank 7.
  • the pump 12 sucks hydraulic oil from the tank 7 and supplies the hydraulic oil to the rod side chamber 5.
  • the pump 12 discharges the hydraulic oil in only one direction, and does not require a rotation direction switching operation. Therefore, there is no problem that the discharge amount changes when the rotation direction is switched. Therefore, an inexpensive gear pump or the like can be applied to the pump 12. Furthermore, since the rotation direction of the pump 12 is always the same direction, the motor 15 that is a drive source for driving the pump 12 is not required to have high responsiveness to rotation switching. Therefore, an inexpensive one can be applied to the motor 15 as well.
  • the supply passage 16 is provided with a check valve 17 that prevents backflow of hydraulic oil from the rod side chamber 5 to the pump 12.
  • a predetermined discharge flow rate is supplied from the pump 12 to the rod side chamber 5.
  • the pressure in the rod side chamber 5 is adjusted by opening the first on-off valve 9 and opening / closing the second on-off valve 11.
  • the pressure in the rod side chamber 5 is adjusted by opening the second on-off valve 11 and opening / closing the first on-off valve 9. .
  • the thrust of the actuator Af can be controlled by controlling the pressure in the rod side chamber 5 during both the expansion operation and the contraction operation.
  • the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11 may be variable relief valves that can adjust the valve opening pressure and have an opening / closing function. In this case, it is possible to adjust the thrust of the actuator Af by adjusting the valve opening pressure instead of opening / closing the first on / off valve 9 or the second on / off valve 11 during the expansion / contraction operation.
  • the thrust of the actuator Af can be adjusted, but the railcar damping device 1 has a discharge passage that connects the rod side chamber 5 and the tank 7 so that the thrust can be adjusted more easily. 21 and a variable relief valve 22 provided in the middle of the discharge passage 21 and capable of changing the valve opening pressure.
  • the variable relief valve 22 is a proportional electromagnetic relief valve, and is opposed to the valve body 22a provided in the discharge passage 21, the spring 22b that urges the valve body 22a so as to block the discharge passage 21, and the spring 22b when energized. And a proportional solenoid 22c for generating a thrust force.
  • the variable relief valve 22 can adjust the valve opening pressure by adjusting the amount of current flowing through the proportional solenoid 22c.
  • variable relief valve 22 the pressure of the hydraulic oil in the rod side chamber 5 upstream of the discharge passage 21 acts on the valve body 22a as a pilot pressure.
  • the relief pressure valve opening pressure
  • the discharge passage 21 is opened in order to overcome the urging force of the spring 22b that urges the valve body 22a in the direction of blocking the discharge passage 21 to retract the valve body 22a.
  • variable relief valve 22 when the amount of current supplied to the proportional solenoid 22c is increased, the thrust generated by the proportional solenoid 22c is increased. Therefore, when the amount of current supplied to the proportional solenoid 22c is maximized, the valve opening pressure is minimized. Conversely, when no current is supplied to the proportional solenoid 22c, the valve opening pressure is maximized.
  • the pressure in the rod side chamber 5 becomes the same as the valve opening pressure of the variable relief valve 22 when the actuator Af is expanded and contracted. Therefore, the pressure in the rod side chamber 5 can be easily adjusted by adjusting the valve opening pressure of the variable relief valve 22.
  • the thrust of the actuator Af is controlled by adjusting the valve opening pressure of the variable relief valve 22. Therefore, sensors necessary for adjusting the thrust of the actuator Af are not required, and the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11 can be opened and closed at high speed, or the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11 It is no longer necessary to use a variable relief valve with an opening / closing function. Therefore, the railcar damping device 1 can be configured at low cost, and a robust system in terms of hardware and software can be constructed.
  • variable relief valve 22 by using a proportional electromagnetic relief valve that can change the valve opening pressure in proportion to the amount of current applied, the valve opening pressure can be easily controlled.
  • variable relief valve 22 is not limited to a proportional electromagnetic relief valve, as long as it is a relief valve that can adjust the valve opening pressure.
  • variable relief valve 22 has an excessive input in the expansion / contraction direction to the actuator Af and the pressure in the rod side chamber 5 exceeds the valve opening pressure. Then, the discharge passage 21 is opened and the rod side chamber 5 is communicated with the tank 7. Thereby, the pressure in the rod side chamber 5 is released to the tank 7, and the entire system of the railcar damping device 1 can be protected. Thus, the system can be protected by providing the discharge passage 21 and the variable relief valve 22.
  • the railway vehicle vibration damping device 1 includes a damper circuit D.
  • the damper circuit D causes the actuator Af to function as a damper when both the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11 are closed.
  • the damper circuit D is formed in the piston 3 and permits only the flow of hydraulic fluid from the piston side chamber 6 toward the rod side chamber 5 and permits only the flow of hydraulic fluid from the tank 7 toward the piston side chamber 6.
  • a suction passage 19 since the railcar damping device 1 includes the discharge passage 21 and the variable relief valve 22, when the actuator Af functions as a damper, the variable relief valve 22 functions as a damping valve. ing.
  • the rectifying passage 18 communicates the piston side chamber 6 and the rod side chamber 5 and includes a check valve 18a in the middle thereof.
  • the rectifying passage 18 is a one-way passage that allows only the flow of hydraulic oil from the piston side chamber 6 toward the rod side chamber 5.
  • the suction passage 19 communicates between the tank 7 and the piston side chamber 6 and includes a check valve 19a in the middle thereof.
  • the suction passage 19 is a one-way passage that allows only the flow of hydraulic oil from the tank 7 toward the piston side chamber 6.
  • the first passage 8 can be used as the rectifying passage 18 by interposing a check valve that allows only the flow of hydraulic oil from the piston side chamber 6 toward the rod side chamber 5 at the shut-off position 9c of the first on-off valve 9. Can be used.
  • the second passage 10 is also used as the suction passage 19 by interposing a check valve that allows only the flow of hydraulic oil from the tank 7 toward the piston side chamber 6 at the shut-off position 11c of the second on-off valve 11. be able to.
  • the rectifying passage 18, the suction passage 19, and the discharge passage 21 connect the rod side chamber 5, the piston side chamber 6, and the tank 7 in a daisy chain. Since the rectifying passage 18, the suction passage 19, and the discharge passage 21 are passages through which hydraulic oil flows only in one direction, when the actuator Af is expanded and contracted by an external force, the hydraulic oil discharged from the cylinder 2 is discharged. The hydraulic oil that has been returned to the tank 7 via 21 and is insufficient in the cylinder 2 is supplied from the tank 7 into the cylinder 2 via the suction passage 19.
  • variable relief valve 22 acts as a resistance against the flow of hydraulic oil and functions as a pressure control valve for adjusting the pressure in the cylinder 2 to the valve opening pressure. Therefore, the actuator Af functions as a passive uniflow type damper.
  • the valves 9a and 11a of the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11 are pressed by the springs 9d and 11d. Are switched to the blocking positions 9c and 11c, respectively.
  • the variable relief valve 22 functions as a pressure control valve fixed at a maximum valve opening pressure. Therefore, the actuator Af automatically functions as a passive damper during a failure.
  • a damper circuit D is separately provided by a passage connecting the rod side chamber 5 and the tank 7 and a damping valve provided in the middle of the passage. You may make it comprise.
  • the controller C rotates the motor 15 to supply hydraulic oil from the pump 12 into the cylinder 2 and communicates the first on-off valves 9 with each other.
  • the position is switched to the position 9b, and the second on-off valve 11 is switched to the cutoff position 11c.
  • the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 are in communication with each other, hydraulic oil is supplied from both to the pump 12, and the piston 3 is pushed in the extending direction (leftward in FIG. 2).
  • the actuators Af and Ar exhibit thrust in the extension direction.
  • the actuators Af and Ar exhibit thrust in the extension direction having a magnitude obtained by multiplying the pressure receiving area difference between the piston side chamber 6 side and the rod side chamber 5 side of the piston 3 by the pressures of the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6. To do.
  • variable relief valve 22 When the pressure in the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 exceeds the valve opening pressure of the variable relief valve 22, the variable relief valve 22 opens and a part of the hydraulic oil supplied from the pump 12 passes through the discharge passage 21. And escape to tank 7. Therefore, the pressure in the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 is controlled by the valve opening pressure of the variable relief valve 22 determined by the amount of current applied to the variable relief valve 22.
  • the controller C rotates the motor 15 to supply hydraulic oil from the pump 12 into the rod side chamber 5, and the first on-off valve 9. Is switched to the cutoff position 9c, and the second on-off valve 11 is switched to the communication position 11b. Then, the piston side chamber 6 and the tank 7 are in communication with each other, and hydraulic oil is supplied from the pump 12 to the rod side chamber 5, so that the piston 3 is pushed in the contraction direction (rightward in FIG. 2). As a result, the actuators Af and Ar exhibit thrust in the contraction direction. At this time, the actuators Af and Ar exert a thrust in the contracting direction having a magnitude obtained by multiplying the pressure receiving area of the piston 3 on the rod side chamber 5 side by the pressure of the rod side chamber 5.
  • the pressure in the rod side chamber 5 is controlled by the valve opening pressure of the variable relief valve 22 determined by the amount of current applied to the variable relief valve 22 as in the case of exerting the thrust in the extension direction.
  • the actuators Af and Ar not only function as actuators, but can function as dampers only by switching between the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11 regardless of the driving state of the motor 15. it can. Therefore, since there is no troublesome and rapid valve switching operation, a system with high responsiveness and reliability can be provided.
  • the actuators Af and Ar are of a single rod type, it is easier to ensure a stroke length than a double rod type actuator. Therefore, since the total length of the actuators Af and Ar is shortened, the mounting property on the railway vehicle is improved.
  • the flow of hydraulic oil from the supply of the hydraulic fluid from the pump 12 and the expansion and contraction operation passes through the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 of the actuators Af and Ar in order, and finally returns to the tank 7. It has become. Therefore, even if gas enters the rod side chamber 5 or the piston side chamber 6, it is automatically discharged to the tank 7 by the expansion and contraction operation of the actuators Af and Ar. Therefore, it is possible to prevent deterioration of responsiveness when propulsion is generated due to gas mixture in the hydraulic oil.
  • the railcar vibration damping device 1 when manufacturing the railcar vibration damping device 1, there is no compulsory assembly in a troublesome oil or vacuum environment. In addition, a high degree of degassing of the hydraulic oil is not necessary. Therefore, the productivity of the railcar damping device 1 can be improved and the manufacturing cost can be reduced.
  • the controller C is a front acceleration sensor 40 that detects a lateral acceleration ⁇ f in a horizontal lateral direction with respect to a vehicle traveling direction of a vehicle body front portion Bf that is the vehicle front side, and a vehicle rear side.
  • a rear acceleration sensor 41 that detects a lateral acceleration ⁇ r in a horizontal lateral direction with respect to the vehicle traveling direction of the rear body portion Br of the vehicle body.
  • the controller C includes band-pass filters 42 and 43 for removing steady acceleration, drift components, and noise during curve running from the lateral accelerations ⁇ f and ⁇ r, and a band-pass filter.
  • control commands are sent to the motor 15, the solenoid 9e of the first on-off valve 9, the solenoid 11e of the second on-off valve 11, and the proportional solenoid 22c of the variable relief valve 22.
  • a control unit 44 for calculating and outputting.
  • the controller C controls the thrust of each actuator Af, Ar.
  • the controller C suppresses only the vibration that deteriorates the riding comfort. Can do.
  • the control unit 44 includes a yaw acceleration calculation unit 44a that calculates a yaw acceleration ⁇ around the vehicle body center G immediately above the front and rear carriages Tf, Tr based on the lateral acceleration ⁇ f and the lateral acceleration ⁇ r.
  • a sway acceleration calculation unit 44b that calculates a sway acceleration ⁇ of the vehicle body center G of the vehicle body B based on the lateral acceleration ⁇ f and the lateral acceleration ⁇ r, and front and rear actuators Af and Ar based on the yaw acceleration ⁇ and the sway acceleration ⁇ .
  • a command calculation unit 44c that calculates thrust command values Ff and Fr, which are thrusts to be generated individually, and the motor 15, the solenoid 9e of the first on-off valve 9, and the second on-off valve 11 based on the thrust command values Ff and Fr.
  • the controller C includes, as hardware, for example, an A / D converter for converting the signals output from the front acceleration sensor 40 and the rear acceleration sensor 41 into digital signals, and the bandpass filters 42 and 43 described above.
  • a storage device such as a ROM (Read Only Memory) in which a program used for processing necessary to control the railcar vibration damping device 1 is stored, and a CPU (Central Processing) that executes processing based on the program
  • a storage device such as a RAM (Random Access Memory) that provides a storage area to the CPU.
  • Each part in the control part 44 of the controller C is realizable when CPU runs the program for performing the said process.
  • the band pass filters 42 and 43 may be realized on software by executing a program by the CPU instead of being provided as hardware.
  • the lateral accelerations ⁇ f and ⁇ r are positive when they are directed to the right side (upward in FIG. 1) with reference to the axis passing through the center of the vehicle body B in the traveling direction (left-right direction in FIG. 1).
  • the negative acceleration is set when the direction is toward the left side (downward in FIG. 1).
  • the yaw acceleration calculation unit 44a divides the difference between the front lateral acceleration ⁇ f and the rear lateral acceleration ⁇ r by 2, so that the vehicle body center G around each of the front cart Tf and the rear cart Tr
  • the yaw acceleration ⁇ is calculated.
  • the sway acceleration calculating unit 44b calculates the sway acceleration ⁇ of the vehicle body center G by dividing the sum of the lateral acceleration ⁇ f and the lateral acceleration ⁇ r by two.
  • the front acceleration sensor 40 may be disposed on the line along the front-rear direction or the diagonal direction including the vehicle body center G of the vehicle body B and in the vicinity of the front actuator Af.
  • the rear acceleration sensor 41 may be arranged on a line along the front-rear direction or the diagonal direction including the vehicle body center G of the vehicle body B and in the vicinity of the rear actuator Ar.
  • the yaw acceleration ⁇ can be calculated from the distances of the acceleration sensors 40 and 41 with respect to the vehicle body center G, their positional relationship, and the lateral accelerations ⁇ f and ⁇ r. Therefore, it is possible to arbitrarily set the mounting positions of the acceleration sensors 40 and 41. In this case, the yaw acceleration ⁇ is not obtained by dividing the difference between the lateral acceleration ⁇ f and the lateral acceleration ⁇ r by 2, but the difference between the lateral acceleration ⁇ f and the lateral velocity ⁇ r and the acceleration sensor 40 with respect to the vehicle body center G. , 41 and their positional relationship.
  • the yaw acceleration ⁇ may be detected using a yaw acceleration sensor instead of calculating from the acceleration detected by the front acceleration sensor 40 and the rear acceleration sensor 41.
  • the command calculation unit 44c includes H ⁇ controllers 44c1 and 44c2, as shown in FIG.
  • the command calculation unit 44c is calculated by a H ⁇ controller 44c1 that calculates a thrust F ⁇ (yaw command value) for suppressing yaw vibration of the vehicle body B from the yaw acceleration ⁇ calculated by the yaw acceleration calculation unit 44a, and a sway acceleration calculation unit 44b.
  • the H ⁇ controller 44c2 for calculating the thrust F ⁇ (sway command value) for suppressing the sway vibration of the vehicle body B from the sway acceleration ⁇ , and the thrust to be output by the front actuator Af by adding the thrust F ⁇ and the thrust F ⁇ .
  • An adder 44c3 that calculates a commanded thrust command value Ff
  • a subtractor 44c4 that calculates a thrust command value Fr that subtracts the thrust F ⁇ from the thrust F ⁇ and commands the thrust to be output by the rear actuator Ar. .
  • the H ⁇ control is executed in the command calculation unit 44c, a high vibration damping effect can be obtained regardless of the frequency of vibration input to the vehicle body B, and high robustness can be obtained. This does not deny the use of control other than H ⁇ control. Therefore, for example, the front and rear actuators Af and Ar are controlled using skyhook control that obtains a lateral velocity from the lateral accelerations ⁇ f and ⁇ r and obtains a thrust command value by multiplying the lateral velocity by the skyhook damping coefficient. Also good. Further, instead of controlling the thrust by relating the front and rear actuators Af and Ar from the yaw acceleration ⁇ and the sway acceleration ⁇ , the front actuator Af and the rear actuator Ar are controlled independently of each other. May be.
  • the drive unit 44d outputs a control command so that the actuators Af and Ar exhibit thrust according to the thrust command values Ff and Fr. Specifically, the drive unit 44d outputs the thrust command values Ff and Fr to the motor 15, the solenoid 9e of the first on-off valve 9, the solenoid 11e of the second on-off valve 11, and the proportional solenoid 22c of the variable relief valve 22.
  • the control command to be calculated is calculated and the control command is output. Further, when the control command is calculated from the thrust command values Ff and Fr, the thrust output by the actuators Af and Ar at that time may be fed back, and the control command may be calculated by feedback control.
  • the drive unit 44d converts the thrust command values Ff and Fr to the solenoid 9e of the first on-off valve 9, the solenoid 11e of the second on-off valve 11, and the proportional solenoid 22c of the variable relief valve 22.
  • the control command to be given is calculated and the control command is output.
  • the drive unit 44d drives the motor 15 so as to rotate the pump 12 at the normal rotation speed when the thrust command value Ff is equal to or greater than a preset normal lower limit value.
  • the drive unit 44d reduces the rotational speed of the pump 12 when the thrust command value Ff falls below a preset normal lower limit value. That is, the drive unit 44d drives the motor 15 so as to rotate the pump 12 at a low thrust rotational speed that is preset to a rotational speed lower than the normal rotational speed. Since the drive unit 44d drives the front and rear actuators Af and Ar, the drive unit 44d also performs the same calculation on the thrust command value Fr for the rear actuator Ar, and changes the rotation speed of the pump 12 to the normal rotation speed and the low thrust. Switch to two stages of rotation speed.
  • the normal rotational speed is used to drive the first on-off valve 9, the second on-off valve 11, and the variable relief valve 22 of the drive unit 44d, as well as the pressure required to exert the maximum thrust required for the actuators Af and Ar. On the other hand, it is set so as to satisfy both of the response speed required for exerting thrust.
  • the drive unit 44d compares the thrust command value Ff for the front actuator Af and the thrust command value Fr for the rear actuator Ar with the above-described normal lower limit values, respectively. Then, the drive unit 44d determines whether to drive the pump 12 at a normal rotational speed or to rotate at a low thrust rotational speed, and rotationally drives the pump 12.
  • the normal lower limit value is that the hydraulic oil is discharged from the pump 12 and passes through the hydraulic circuit described above when the pump 12 is rotationally driven at the normal rotational speed to minimize the valve opening pressure of the variable relief valve 22, and the tank 7
  • the minimum thrust force that can be output by the actuators Af and Ar is set by the pressure loss (basic pressure loss) that occurs when moving to. That is, the normal lower limit value is a lower limit value of thrust that can be generated by the actuators Af and Ar when the pump 12 is rotated at the normal rotation speed.
  • the normal lower limit value in the front actuator Af and the normal lower limit value in the rear actuator Ar can be set to different values. .
  • the drive unit 44d controls the motor 15 so as to switch the rotational speed of the pump 12 to the low thrust rotational speed.
  • the drive unit 44d reduces the rotational speed of the pump 12 to the low thrust rotational speed when the thrust command values Ff and Fr are below the normal lower limit value and the state continues for a predetermined time Td. Yes.
  • the motor 15 is controlled so that the rotational speed of the pump 12 is returned to the normal rotational speed.
  • the rotational speed of the pump 12 frequently increases and decreases when the thrust command value changes in a vibrational manner across the normal lower limit value. Therefore, the drive unit 44d returns the rotational speed of the pump 12 to the normal rotational speed when the thrust command values Ff and Fr are equal to or higher than the normal lower limit value and the state continues for the predetermined time Tu.
  • whether or not the thrust command values Ff and Fr have fallen below the normal lower limit over a predetermined time Td can be calculated using the control cycle of the control unit 44. For example, when the predetermined time Td is set to N seconds and the control unit 44 calculates the thrust command values Ff and Fr every m seconds (where N> m), the thrust command values Ff and Fr normally have the lower limit value continuously. If the number of times of lowering is continuously (N ⁇ m) or more, the condition that the thrust command values Ff and Fr are less than the normal lower limit value over the predetermined time Td is satisfied. Thereby, it is possible to determine whether or not the condition is satisfied by counting the number of times the thrust command values Ff and Fr are continuously lower than the normal lower limit value.
  • the above-described determination can be performed by actually measuring the predetermined times Td and Tu.
  • the predetermined times Td and Tu are set according to the response time with respect to switching of the rotational speed of the motor 15 within a range that does not hinder the suppression of the vibration of the vehicle body B of the railway vehicle.
  • the reason why the thrust command values Ff and Fr lower than the normal lower limit value are output is that the vibration of the vehicle body B is very small or the vehicle body B is not shaken.
  • the vibration frequency of the vehicle body B is about 0.5 Hz, although it depends on the railway vehicle to be controlled.
  • the predetermined times Td and Tu may be set to about 1 second corresponding to a half cycle.
  • the predetermined times Td and Tu may be set to different values.
  • the predetermined time Tu used when returning the rotation speed to the normal rotation speed may be set to a shorter time than the predetermined time Td used when the rotation speed is decreased.
  • the rotational speed of the pump 12 is reduced both in the case of reducing the rotational speed of the pump 12 from the normal rotational speed to the rotational speed at the low thrust and in the case of returning from the rotational speed at the low thrust to the normal rotational speed. It is changed with the passage of time so as to avoid sudden changes in rotational speed. That is, the rotational speed of the pump 12 is gradually changed by the lamp control.
  • the pump 12 when the thrust command values Ff and Fr are equal to or higher than the normal lower limit value, the pump 12 is at the normal rotation speed. By rotating, the actuators Af and Ar can sufficiently exert the thrust that suppresses vibration with high responsiveness.
  • the thrust command values Ff and Fr when the thrust command values Ff and Fr are below the normal lower limit value, the rotational speed of the pump 12 is reduced to a low thrust rotational speed lower than the normal rotational speed, so that the discharge flow rate of the pump 12 is reduced.
  • the pressure loss in the hydraulic circuits of the actuators Af and Ar becomes small, and a thrust that is usually lower than the lower limit value can be exhibited.
  • the railcar damping device 1 when the thrusts of the actuators Af and Ar are feedback-controlled, even if the thrust command values Ff and Fr are below the normal lower limit value, the thrust command value Ff, The deviation between Fr and the actually output thrust does not increase. Therefore, hunting in which the thrusts of the actuators Af and Ar are rectangular and vibrational does not occur. Therefore, the vibration state is not deteriorated by exciting the vehicle body B of the railway vehicle. Further, since hunting does not occur, the switching operation of the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11 is not frequently performed, and there is no problem of shortening the service life and impairing the economy. . Therefore, according to the present invention, it is possible to provide a railway vehicle vibration damping device 1 that does not deteriorate the riding comfort of the vehicle body and is excellent in economy.
  • the rotational speed of the pump 12 decreases when the thrust command values Ff and Fr are below the lower limit value and the state continues for a predetermined time Td or longer. Therefore, in the railcar damping device 1, the frequency of the reduction in the rotational speed of the pump 12 can be reduced, the rotational speed of the pump 12 can be stabilized, and the thrusts of the actuators Af and Ar can also be stabilized.
  • the railcar damping device 1 can reduce the frequency of return of the rotational speed of the pump 12, stabilize the rotational speed of the pump 12, and stabilize the thrust of the actuators Af and Ar.
  • the rotational speed of the pump 12 is switched to two-stage rotational speeds, that is, a normal rotational speed and a low thrust rotational speed. Therefore, when reducing the rotation speed, for example, by setting a digital contact output in the drive unit 44d, the rotation speed of the pump 12 can be instructed in two stages. Therefore, it is more resistant to noise than the case where it is reduced in a variable manner by control such as proportional to the thrust command values Ff and Fr, and the life of the seals and bearings of the pump 12 and the motor 15 can be extended. Therefore, it is possible to construct a low-cost and highly robust system.
  • a plurality of actuators Af and Ar are controlled by a single controller C.
  • the present invention is not limited to this, and a controller C is provided for each actuator Af and Ar to control them. Of course, it may be possible to do so.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Analytical Chemistry (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Acoustics & Sound (AREA)
  • Aviation & Aerospace Engineering (AREA)
  • Vehicle Body Suspensions (AREA)
  • Vibration Prevention Devices (AREA)
  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)

Abstract

本発明の鉄道車両用制振装置（１）は、アクチュエータのシリンダ（２）に給排される液体が溜められるタンク（７）と、シリンダ（２）内に挿入されるピストン（３）によって区画されるロッド側室（５）とピストン側室（６）とを連通する第一通路（８）に設けられ当該第一通路（８）を開閉可能な第一開閉弁（９）と、前記ピストン側室（６）と前記タンク（７）とを連通する第二通路（１０）に設けられ当該第二通路（１０）を開閉可能な第二開閉弁（１１）と、予め定められた通常回転速度にて回転駆動され、前記タンク（７）から前記ロッド側室（５）へ液体を供給するポンプ（１２）と、を備え、前記ポンプ（１２）は、推力指令値が、前記通常回転速度で回転する際にアクチュエータが発生可能な推力の下限値である通常下限値を下回った場合には、その回転速度が低下する。

Description

鉄道車両用制振装置
　本発明は、鉄道車両用制振装置の改良に関する。
　従来から、鉄道車両用制振装置として、例えば、鉄道車両における進行方向に対して左右方向の振動を抑制するために、車体と台車との間に介装されて使用されるものが知られている。
　ＪＰ２０１０－６５７９７Ａには、鉄道車両の台車と車体の一方に連結されるシリンダと、シリンダ内に摺動自在に挿入されるピストンと、シリンダ内に挿入されて台車と車体の他方とピストンとに連結されるロッドと、ピストンによってシリンダ内に区画されるロッド側室及びピストン側室と、シリンダに供給される液体が溜められるタンクと、ロッド側室とピストン側室とを連通する第一通路の途中に設けられる第一開閉弁と、ピストン側室とタンクとを連通する第二通路の途中に設けられる第二開閉弁と、ロッド側室へ作動油を供給するポンプと、ロッド側室とタンクとを接続する排出通路と、排出通路の途中に設けられ開弁圧を変更可能な可変リリーフ弁と、を備える鉄道車両用制振装置が開示されている。このポンプ，第一開閉弁，第二開閉弁，及び可変リリーフ弁を駆動することで、アクチュエータが伸縮双方へ推力を発揮することができ、この推力で車体の振動を抑制している。
　ところで、鉄道車両用制振装置では、ポンプを所定の回転速度（単位時間当たりの回転数）で回転駆動し、車体の振動状況に応じて第一開閉弁，第二開閉弁，及び可変リリーフ弁を適宜駆動している。このようにして、油圧を利用して車体の振動を抑制する推力を得て、鉄道車両の振動を抑制している。
　所定の回転速度で回転駆動されるポンプが送り出す作動油は、タンクから吸い上げられてアクチュエータを駆動するための油圧回路を通過して、最終的にはタンクへ戻される。このとき、油圧回路の管路抵抗等で圧力損失が生じるため、シリンダ内の圧力はタンク圧と等しくはならない。
　また、アクチュエータに要求される推力と推力発生応答性から、最低限必要となる作動油量を確保しなければならない。そのため、ポンプの回転速度は、この最低限必要な作動油量を確保可能な回転速度に設定される。
　このように、ポンプの回転速度は、その下限が決まっている。また、管路抵抗等による圧力損失を完全になくすことはできないため、アクチュエータの発生可能な推力には下限がある。よって、アクチュエータは、この下限よりも小さな推力を発生することはできない。
　したがって、アクチュエータの推力をフィードバックしてフィードバック制御をしようとすると、推力指令値が上述した推力の下限よりも小さな推力を発生させる値となる場合には、アクチュエータの推力は推力指令値に比して過剰となる。そのため、推力指令値と実際の推力との偏差が大きくなり、アクチュエータの推力が振動的となるハンチングが生じる。よって、車体における乗り心地を悪化させるおそれがある。
　また、上述したようにハンチングが生じると、第一開閉弁及び第二開閉弁の切換動作が頻繁に行われるため、これらの寿命が短くなる。よって、鉄道車両用制振装置の経済性が損なわれるおそれがある。
　本発明は、上記の問題点に鑑みてなされたものであり、車体における乗り心地を悪化させることがなく、かつ、経済性に優れる鉄道車両用制振装置を提供することを目的とする。
　本発明のある態様によれば、アクチュエータに出力させるべき推力を推力指令値として求め、前記アクチュエータを制御して車体の振動を抑制する鉄道車両用制振装置であって、前記アクチュエータは、鉄道車両の台車と車体との一方に連結されるシリンダと、前記シリンダ内に摺動自在に挿入されるピストンと、前記シリンダ内に挿入されて、前記台車と前記車体との他方と前記ピストンとに連結されるロッドと、前記シリンダ内に前記ピストンで区画されるロッド側室及びピストン側室と、を備え、前記シリンダに給排される液体が溜められるタンクと、前記ロッド側室と前記ピストン側室とを連通する第一通路に設けられ、当該第一通路を開閉可能な第一開閉弁と、前記ピストン側室と前記タンクとを連通する第二通路に設けられ、当該第二通路を開閉可能な第二開閉弁と、予め定められた通常回転速度にて回転駆動され、前記タンクから前記ロッド側室へ液体を供給するポンプと、を備え、前記ポンプは、前記推力指令値が、前記通常回転速度で回転する際に前記アクチュエータが発生可能な推力の下限値である通常下限値を下回った場合には、その回転速度が低下する鉄道車両用制振装置が提供される。
　本発明の実施形態、本発明の利点については、添付された図面を参照しながら以下に詳細に説明する。
図１は、本発明の実施の形態による鉄道車両用制振装置が搭載された鉄道車両を平面視した状態を示す構成図である。 図２は、本発明の実施の形態による鉄道車両用制振装置の詳細図である。 図３は、本発明の実施の形態による鉄道車両用制振装置におけるコントローラの制御ブロック図である。 図４は、本発明の実施の形態による鉄道車両用制振装置におけるコントローラの指令演算部の制御ブロック図である。
　以下、図面を参照して、本発明の実施の形態による鉄道車両用制振装置１について説明する。
　鉄道車両用制振装置１は、鉄道車両の車体Ｂの制振装置として使用される。鉄道車両用制振装置１は、図１に示すように、前側の台車Ｔｆと車体Ｂとの間に介装される前側のアクチュエータＡｆと、後側の台車Ｔｒと車体Ｂとの間に介装される後側のアクチュエータＡｒと、これら両方のアクチュエータＡｆ，Ａｒをアクティブ制御するコントローラＣと、を備える。鉄道車両用制振装置１は、アクチュエータＡｆ，Ａｒに出力させるべき推力を推力指令値として求め、アクチュエータＡｆ，Ａｒを制御して車体Ｂの振動を抑制するものである。
　アクチュエータＡｆとアクチュエータＡｒとは、それぞれ一対ずつ設けられる。前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒは、鉄道車両の車体Ｂの下方に垂下されるピンＰに連結され、車体Ｂと前後の台車Ｔｆ，Ｔｒとの間で対を成して並列に介装されている。
　前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒは、基本的には、アクティブ制御で車体Ｂの車両進行方向に対する水平横方向の振動を抑制する。この場合、コントローラＣは、前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒを制御して、車体Ｂの横方向の振動を抑制するようにアクティブ制御を行っている。
　具体的には、コントローラＣは、車体Ｂの振動を抑制する制御を行う際に、車体Ｂの前部Ｂｆの車両進行方向に対して水平横方向の横方向加速度αｆと、車体Ｂの後部Ｂｒの車両進行方向に対して水平横方向の横方向加速度αｒと、を検出する。コントローラＣは、検出した横方向加速度αｆと横方向加速度αｒとに基づいて、前後の台車Ｔｆ，Ｔｒの直上における車体中心Ｇ周りの角加速度であるヨー加速度ωを演算する。また、コントローラＣは、検出した横方向加速度αｆと横方向加速度αｒとに基づいて、車体中心Ｇの水平横方向の加速度であるスエー加速度βを演算する。そして、コントローラＣは、演算したヨー加速度ωとスエー加速度βとに基づいて、前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒで個々に発生すべき推力である推力指令値Ｆｆ，Ｆｒを演算する。コントローラＣは、これらの推力指令値Ｆｆ，Ｆｒ通りの推力を前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒに発生させるようにフィードバック制御を行うことで、車体Ｂの横方向の振動を抑制している。
　なお、図１では、アクチュエータＡｆとアクチュエータＡｒとは二つずつ設けられ、これらを単一のコントローラＣによって制御しているが、これに代えて、各々のアクチュエータＡｆ，Ａｒについて一つずつコントローラＣを設けてもよい。
　次に、図２を参照して、鉄道車両用制振装置１の具体的な構成について説明する。
　前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒを伸縮させる鉄道車両用制振装置１は、同様の構成である。以下では、説明の重複を避けるために、前側のアクチュエータＡｆを備える鉄道車両用制振装置１の構成のみを説明し、後側のアクチュエータＡｒを備える鉄道車両用制振装置１についての具体的な説明は省略する。
　アクチュエータＡｆは、鉄道車両の台車Ｔｆと車体Ｂの一方に連結されるシリンダ２と、シリンダ２内に摺動自在に挿入されるピストン３と、シリンダ２内に挿入されて、台車Ｔｆと車体Ｂの他方とピストン３とに連結されるロッド４と、シリンダ２内にピストン３で区画されるロッド側室５及びピストン側室６と、を備える。アクチュエータＡｆは、片ロッド型のアクチュエータとして構成されている。また、鉄道車両用制振装置１は、シリンダ２に給排される液体としての作動油が溜められるタンク７と、ロッド側室５とピストン側室６とを連通する第一通路８に設けられ、第一通路８を開閉可能な第一開閉弁９と、ピストン側室６とタンク７とを連通する第二通路１０に設けられ、第二通路１０を開閉可能な第二開閉弁１１と、予め定められた通常回転速度にて回転駆動され、タンク７からロッド側室５へ作動油を供給するポンプ１２と、を備える。ロッド側室５とピストン側室６とには作動油が充填されるとともに、タンク７には、作動油のほかに気体が充填されている。なお、タンク７内は、特に、気体を圧縮して充填することによって加圧状態とする必要は無い。
　アクチュエータＡｆは、第一開閉弁９が第一通路８を連通状態とするとともに、第二開閉弁１１を閉じた状態でポンプ１２を駆動することで伸長作動する。また、アクチュエータＡｆは、第二開閉弁１１が第二通路１０を連通状態とするとともに、第一開閉弁９を閉じた状態でポンプ１２を駆動することで収縮作動する。
　以下、アクチュエータＡｆの各部について詳細に説明する。
　シリンダ２は、筒状に形成され、その一端（図２では右端）は蓋１３によって閉塞され、その他端（図２では左端）には環状のロッドガイド１４が取り付けられている。また、ロッドガイド１４内には、シリンダ２内に移動自在に挿入されるロッド４が摺動自在に挿入されている。このロッド４は、一端がシリンダ２外へ突出しており、他端がシリンダ２内に摺動自在に挿入されているピストン３に連結されている。
　ロッド４の外周とロッドガイド１４との間は、図示しないシール部材によってシールされている。これにより、シリンダ２内は、密閉状態に維持されている。そして、シリンダ２内にピストン３によって区画されるロッド側室５とピストン側室６とには、上述したように作動油が充填されている。シリンダ２内に充填される液体は、作動油の他、アクチュエータに適した液体を使用することができる。
　アクチュエータＡｆでは、ロッド４の断面積が、ピストン３の断面積の二分の一となるように形成されている。即ち、ロッド側室５側におけるピストン３の受圧面積が、ピストン側室６側におけるピストン３の受圧面積の二分の一となっている。これにより、伸長作動時と収縮作動時とで、ロッド側室５の圧力を同一にした場合には、伸縮の双方で発生される推力も同一となる。また、アクチュエータＡｆの変位量に対してロッド側室５に給排される作動油量も伸縮両側で同一となる。
　具体的には、アクチュエータＡｆを伸長作動させる場合には、ロッド側室５とピストン側室６とが第一通路８を介して連通した状態となって、ロッド側室５内とピストン側室６内の作動油の圧力が等しくなる。よって、ピストン３におけるロッド側室５側とピストン側室６側との受圧面積差に、作動油の圧力を乗じた推力を発生する。一方、アクチュエータＡｆを収縮作動させる場合には、ロッド側室５とピストン側室６との連通が断たれて、ピストン側室６が第二通路１０を介してタンク７に連通した状態となる。よって、ピストン３におけるロッド側室５側の受圧面積に、ロッド側室５内の作動油の圧力を乗じた推力を発生する。このように、アクチュエータＡｆが発生する推力は、伸縮の双方において、ピストン３の断面積の二分の一に、ロッド側室５内の作動油の圧力を乗じた値となる。したがって、アクチュエータＡｆの推力を制御する場合には、伸長作動、収縮作動共にロッド側室５の圧力を制御すればよい。
　このとき、アクチュエータＡｆでは、ピストン３のロッド側室５側の受圧面積がピストン側室６側の受圧面積の二分の一に設定されている。そのため、伸縮両側で同一の推力を発生させる場合に、伸長側と収縮側でロッド側室５の圧力が同一となるため、制御が簡素である。また、変位量に対してロッド側室５に給排される作動油量も同じであるため、伸縮両側で応答性が同一である。
　なお、ピストン３のロッド側室５側の受圧面積をピストン側室６側の受圧面積の二分の一に設定しない場合であっても、ロッド側室５の圧力でアクチュエータＡｆの伸縮両側の推力の制御をすることは可能である。
　ロッド４の自由端（図２では左端）と、シリンダ２の一端を閉塞する蓋１３とには、図示しない取付部が設けられる。これらの取付部によって、アクチュエータＡｆを鉄道車両における車体Ｂと台車Ｔｆとの間に介装することができるようになっている。
　ロッド側室５とピストン側室６とは、第一通路８によって連通されている。第一通路８の途中には、第一開閉弁９が設けられている。この第一通路８は、シリンダ２の外部でロッド側室５とピストン側室６とを連通しているが、これに代えて、ロッド側室５とピストン側室６とを連通する通路をピストン３内に設けてもよい。
　第一開閉弁９は、電磁開閉弁であり、連通ポジション９ｂと遮断ポジション９ｃとを有するバルブ９ａと、遮断ポジション９ｃに切り換えられるようにバルブ９ａを付勢するバネ９ｄと、通電時にバルブ９ａをバネ９ｄに対向して連通ポジション９ｂに切り換えるソレノイド９ｅと、を備える。第一開閉弁９は、連通ポジション９ｂに切り換えられると、第一通路８を開放してロッド側室５とピストン側室６とを連通する。第一開閉弁９は、遮断ポジション９ｃに切り換えられると、ロッド側室５とピストン側室６との連通を遮断する。
　ピストン側室６とタンク７とは、第二通路１０によって連通されている。第二通路１０の途中には、第二開閉弁１１が設けられている。第二開閉弁１１は、電磁開閉弁であり、連通ポジション１１ｂと遮断ポジション１１ｃとを有するバルブ１１ａと、遮断ポジション１１ｃに切り換えられるようにバルブ１１ａを付勢するバネ１１ｄと、通電時にバルブ１１ａをバネ１１ｄに対向して連通ポジション１１ｂに切り換えるソレノイド１１ｅと、を備える。第二開閉弁１１は、連通ポジション１１ｂに切り換えられると、第二通路１０を開放してピストン側室６とタンク７とを連通する。第二開閉弁１１は、遮断ポジション１１ｃに切り換えられると、ピストン側室６とタンク７との連通を遮断する。
　ポンプ１２は、モータ１５によって駆動される。ポンプ１２は、一方向のみに作動油を吐出するポンプである。ポンプ１２の吐出口は、供給通路１６を介してロッド側室５に連通しており、ポンプ１２の吸込口は、タンク７に連通している。ポンプ１２は、モータ１５によって駆動されると、タンク７から作動油を吸い込んで、ロッド側室５へ作動油を供給する。
　このように、ポンプ１２は、一方向のみに作動油を吐出するものであり、回転方向の切換動作が必要ない。そのため、回転方向の切換時に吐出量が変化するといった問題は皆無である。よって、ポンプ１２には、安価なギアポンプ等を適用することができる。さらに、ポンプ１２の回転方向は常に同一方向であるため、ポンプ１２を駆動する駆動源であるモータ１５もまた、回転切換に対する高い応答性が要求されない。よって、モータ１５にもまた、安価なものを適用することができる。なお、供給通路１６には、ロッド側室５からポンプ１２への作動油の逆流を阻止する逆止弁１７が設けられている。
　鉄道車両用制振装置１では、ポンプ１２から所定の吐出流量をロッド側室５へ供給するようにしている。鉄道車両用制振装置１では、アクチュエータＡｆを伸長作動させる際には、第一開閉弁９を開き、かつ、第二開閉弁１１を開閉させることによってロッド側室５内の圧力を調節する。一方、鉄道車両用制振装置１では、アクチュエータＡｆを収縮作動させる際には、第二開閉弁１１を開き、かつ、第一開閉弁９を開閉させることによってロッド側室５内の圧力を調節する。これにより、上述した推力指令値Ｆｆが指示する通りの推力を得ることが可能である。
　伸長作動時には、ロッド側室５とピストン側室６とが連通状態となり、ピストン側室６内の圧力は、ロッド側室５の圧力と同じとなる。そのため、鉄道車両用制振装置１では、伸長作動時も収縮作動時も、ロッド側室５の圧力をコントロールすることで、アクチュエータＡｆの推力をコントロールすることができる。
　なお、第一開閉弁９及び第二開閉弁１１は、開弁圧を調節可能であって開閉機能を備える可変リリーフ弁であってもよい。この場合には、伸縮作動時に第一開閉弁９或いは第二開閉弁１１を開閉作動させるのではなく、開弁圧を調節することでアクチュエータＡｆの推力を調節することが可能である。
　上述したように、アクチュエータＡｆの推力調節が可能であるが、より簡単に推力調節を可能とするように、鉄道車両用制振装置１には、ロッド側室５とタンク７とを接続する排出通路２１と、この排出通路２１の途中に設けられて開弁圧を変更可能な可変リリーフ弁２２と、が設けられている。
　可変リリーフ弁２２は、比例電磁リリーフ弁であり、排出通路２１に設けられた弁体２２ａと、排出通路２１を遮断するように弁体２２ａを付勢するバネ２２ｂと、通電時にバネ２２ｂに対向する推力を発生する比例ソレノイド２２ｃと、を備える。可変リリーフ弁２２は、比例ソレノイド２２ｃに流れる電流量を調節することで、開弁圧を調節することができるようになっている。
　可変リリーフ弁２２では、排出通路２１の上流であるロッド側室５の作動油の圧力が、パイロット圧として弁体２２ａに作用する。可変リリーフ弁２２では、弁体２２ａに作用する作動油の圧力がリリーフ圧（開弁圧）を超えると、ロッド側室５の作動油の圧力に起因する推力と、比例ソレノイド２２ｃによる推力との合力が、排出通路２１を遮断する方向へ弁体２２ａを付勢するバネ２２ｂの付勢力に打ち勝って、弁体２２ａを後退させるため、排出通路２１が開放される。
　可変リリーフ弁２２では、比例ソレノイド２２ｃに供給する電流量を増大させると、比例ソレノイド２２ｃが発生する推力が増大するようになっている。そのため、比例ソレノイド２２ｃに供給する電流量を最大にすると開弁圧が最小となり、反対に、比例ソレノイド２２ｃに全く電流を供給しないと開弁圧が最大となる。
　したがって、排出通路２１と可変リリーフ弁２２とが設けられることで、アクチュエータＡｆを伸縮作動させる際には、ロッド側室５内の圧力は、可変リリーフ弁２２の開弁圧と同一となる。よって、可変リリーフ弁２２の開弁圧を調節することで、ロッド側室５の圧力を容易に調節することができる。
　このように、可変リリーフ弁２２の開弁圧が調節されることで、アクチュエータＡｆの推力が制御される。よって、アクチュエータＡｆの推力を調節するために必要なセンサ類が不要となり、第一開閉弁９と第二開閉弁１１とを高速で開閉させたり、第一開閉弁９と第二開閉弁１１とを開閉機能付きの可変リリーフ弁としたりする必要もなくなる。したがって、鉄道車両用制振装置１を安価に構成することができ、ハードウェア的にもソフトウェア的にも堅牢なシステムを構築することができる。
　なお、可変リリーフ弁２２として、印加される電流量によって開弁圧を比例的に変化させることができる比例電磁リリーフ弁を用いることで、開弁圧の制御が容易となる。しかしながら、可変リリーフ弁２２は、開弁圧を調節できるリリーフ弁であればよいため、比例電磁リリーフ弁に限定されるものではない。
　可変リリーフ弁２２は、第一開閉弁９及び第二開閉弁１１の開閉状態に関わらず、アクチュエータＡｆに伸縮方向の過大な入力があって、ロッド側室５の圧力が開弁圧を超える状態となると、排出通路２１を開放してロッド側室５をタンク７へ連通する。これにより、ロッド側室５内の圧力がタンク７へ逃がされ、鉄道車両用制振装置１のシステム全体を保護することができる。このように、排出通路２１と可変リリーフ弁２２とを設けることで、システムの保護も可能となる。
　鉄道車両用制振装置１は、ダンパ回路Ｄを備える。このダンパ回路Ｄは、第一開閉弁９及び第二開閉弁１１が共に閉弁している場合に、アクチュエータＡｆをダンパとして機能させるものである。ダンパ回路Ｄは、ピストン３内に形成されてピストン側室６からロッド側室５へ向かう作動油の流れのみを許容する整流通路１８と、タンク７からピストン側室６へ向かう作動油の流れのみを許容する吸込通路１９と、を備える。また、鉄道車両用制振装置１は、排出通路２１と可変リリーフ弁２２とを備えているため、アクチュエータＡｆがダンパとして機能する際には、可変リリーフ弁２２が減衰弁として機能するようになっている。
　具体的には、整流通路１８は、ピストン側室６とロッド側室５とを連通しており、その途中に逆止弁１８ａを備える。この逆止弁１８ａによって、整流通路１８は、ピストン側室６からロッド側室５へ向かう作動油の流れのみを許容する一方通行の通路となっている。一方、吸込通路１９は、タンク７とピストン側室６とを連通しており、その途中に逆止弁１９ａを備える。この逆止弁１９ａによって、吸込通路１９は、タンク７からピストン側室６へ向かう作動油の流れのみを許容する一方通行の通路となっている。
　なお、第一開閉弁９の遮断ポジション９ｃに、ピストン側室６からロッド側室５へ向かう作動油の流れのみを許容する逆止弁を介装することで、第一通路８を整流通路１８としても用いることができる。また、第二開閉弁１１の遮断ポジション１１ｃに、タンク７からピストン側室６へ向かう作動油の流れのみを許容する逆止弁を介装することで、第二通路１０を吸込通路１９としても用いることができる。
　以上のように構成されるダンパ回路Ｄが設けられることで、鉄道車両用制振装置１における第一開閉弁９と第二開閉弁１１とが、それぞれ遮断ポジション９ｃ，１１ｃに切り換えられた場合には、整流通路１８，吸込通路１９，及び排出通路２１によって、ロッド側室５，ピストン側室６，及びタンク７が数珠繋ぎに連通する。そして、整流通路１８，吸込通路１９，及び排出通路２１は、作動油が一方向にのみ流れる通路であるため、アクチュエータＡｆが外力によって伸縮させられると、シリンダ２から排出された作動油は排出通路２１を介してタンク７へ戻され、シリンダ２で足りなくなった作動油は吸込通路１９を介してタンク７からシリンダ２内へ供給されることとなる。
　このとき、作動油の流れに対して、可変リリーフ弁２２が抵抗となってシリンダ２内の圧力を開弁圧に調節する圧力制御弁として機能する。よって、アクチュエータＡｆは、パッシブなユニフロー型のダンパとして機能することになる。
　鉄道車両用制振装置１の各機器への通電が不能となるようなフェール時には、第一開閉弁９と第二開閉弁１１との各々のバルブ９ａ，１１ａがバネ９ｄ，１１ｄに押圧されて、それぞれ遮断ポジション９ｃ，１１ｃに切り換えられる。このとき、可変リリーフ弁２２は、開弁圧が最大の状態に固定された圧力制御弁として機能する。したがって、アクチュエータＡｆは、フェール時には、自動的にパッシブダンパとして機能することとなる。
　なお、可変リリーフ弁２２と排出通路２１とが設けられる構成に代えて、別途、ロッド側室５とタンク７とを接続する通路と、この通路の途中に設けられる減衰弁と、によってダンパ回路Ｄを構成するようにしてもよい。
　アクチュエータＡｆ，Ａｒに所望の伸長方向の推力を発揮させる場合には、コントローラＣは、モータ１５を回転させてポンプ１２からシリンダ２内へ作動油を供給すると共に、各第一開閉弁９を連通ポジション９ｂに切り換え、第二開閉弁１１を遮断ポジション１１ｃに切り換える。すると、ロッド側室５とピストン側室６とは連通状態となり、両者にポンプ１２から作動油が供給され、ピストン３が伸長方向（図２では左方）へ押される。これにより、アクチュエータＡｆ，Ａｒは、伸長方向の推力を発揮する。このとき、アクチュエータＡｆ，Ａｒは、ピストン３におけるピストン側室６側とロッド側室５側との受圧面積差に、ロッド側室５及びピストン側室６の圧力を乗じた大きさの伸長方向への推力を発揮する。
　ロッド側室５及びピストン側室６の圧力が、可変リリーフ弁２２の開弁圧を上回ると、可変リリーフ弁２２が開弁して、ポンプ１２から供給される作動油の一部が排出通路２１を介してタンク７へ逃げる。よって、ロッド側室５及びピストン側室６の圧力は、可変リリーフ弁２２に印加される電流量によって決まる可変リリーフ弁２２の開弁圧によってコントロールされる。
　一方、アクチュエータＡｆ，Ａｒに所望の収縮方向の推力を発揮させる場合には、コントローラＣは、モータ１５を回転させてポンプ１２からロッド側室５内へ作動油を供給すると共に、第一開閉弁９を遮断ポジション９ｃに切り換え、第二開閉弁１１を連通ポジション１１ｂに切り換える。すると、ピストン側室６とタンク７とは連通状態となり、ロッド側室５にポンプ１２から作動油が供給されるため、ピストン３が収縮方向（図２では右方）へ押される。これにより、アクチュエータＡｆ，Ａｒは、収縮方向の推力を発揮する。このとき、アクチュエータＡｆ，Ａｒは、ピストン３におけるロッド側室５側の受圧面積に、ロッド側室５の圧力を乗じた大きさの収縮方向への推力を発揮する。
　このとき、伸長方向の推力を発揮させる場合と同様に、ロッド側室５内の圧力は、可変リリーフ弁２２に印加される電流量によって決まる可変リリーフ弁２２の開弁圧によってコントロールされる。
　また、このアクチュエータＡｆ，Ａｒは、アクチュエータとして機能するだけではなく、モータ１５の駆動状況に関わらず、第一開閉弁９と第二開閉弁１１との開閉切換のみでダンパとしても機能させることができる。よって、面倒かつ急激な弁の切換動作を伴うことが無いため、応答性および信頼性が高いシステムを提供することができる。
　なお、このアクチュエータＡｆ，Ａｒは、片ロッド型であるため、両ロッド型のアクチュエータと比較して、ストローク長を確保しやすい。よって、アクチュエータＡｆ，Ａｒの全長が短くなるため、鉄道車両への搭載性が向上する。
　また、ポンプ１２からの作動油の供給及び伸縮作動による作動油の流れは、アクチュエータＡｆ，Ａｒのロッド側室５とピストン側室６とを順に通過して、最終的にタンク７へ還流されるようになっている。よって、ロッド側室５あるいはピストン側室６に気体が混入しても、アクチュエータＡｆ，Ａｒの伸縮作動によって自動的にタンク７へ排出される。したがって、作動油への気体の混入に起因する推進力発生時の応答性の悪化を防止できる。
　したがって、鉄道車両用制振装置１を製造する際に、面倒な油中での組立や真空環境下での組立を強いられることがない。また、作動油の高度な脱気も不要である。よって、鉄道車両用制振装置１の生産性が向上するとともに、製造コストを低減することができる。
　さらに、ロッド側室５あるいはピストン側室６に気体が混入しても、気体は、アクチュエータＡｆ，Ａｒの伸縮作動によって自動的にタンク７へ排出される。そのため、性能回復のためのメンテナンスを頻繁に行う必要がない。よって、保守面における労力とコスト負担を軽減することができる。
　次に、主として図３及び図４を参照して、コントローラＣの構成について説明する。
　コントローラＣは、図１に示すように、車体の前側である車体前部Ｂｆの車両進行方向に対して水平横方向の横方向加速度αｆを検出する前側加速度センサ４０と、車体の後側である車体後部Ｂｒの車両進行方向に対して水平横方向の横方向加速度αｒを検出する後側加速度センサ４１と、を備える。また、コントローラＣは、図２及び図３に示すように、横方向加速度αｆ，αｒから、曲線走行時の定常加速度，ドリフト成分，及びノイズを除去するバンドパスフィルタ４２，４３と、バンドパスフィルタ４２，４３にて濾波された横方向加速度αｆ，αｒから、モータ１５，第一開閉弁９のソレノイド９ｅ，第二開閉弁１１のソレノイド１１ｅ，及び可変リリーフ弁２２の比例ソレノイド２２ｃへ制御指令を演算して出力する制御部４４と、を備える。これにより、コントローラＣは、各アクチュエータＡｆ，Ａｒの推力を制御している。
　なお、バンドパスフィルタ４２，４３にて、横方向加速度αｆと横方向加速度αｒに含まれる曲線走行時の定常加速度が除去されるため、コントローラＣは、乗り心地を悪化させる振動のみを抑制することができる。
　制御部４４は、図３に示すように、横方向加速度αｆ及び横方向加速度αｒに基づいて前後の台車Ｔｆ，Ｔｒの直上における車体中心Ｇ周りのヨー加速度ωを演算するヨー加速度演算部４４ａと、横方向加速度αｆ及び横方向加速度αｒに基づいて車体Ｂの車体中心Ｇのスエー加速度βを演算するスエー加速度演算部４４ｂと、ヨー加速度ω及びスエー加速度βに基づいて前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒで個々に発生すべき推力である推力指令値Ｆｆ，Ｆｒを演算する指令演算部４４ｃと、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒに基づいてモータ１５，第一開閉弁９のソレノイド９ｅ，第二開閉弁１１のソレノイド１１ｅ，及び可変リリーフ弁２２の比例ソレノイド２２ｃを駆動する駆動部４４ｄと、を備える。
　コントローラＣは、ハードウェアとしては、例えば、前側加速度センサ４０と後側加速度センサ４１が出力する信号をデジタル信号に変換して取り込むためのＡ／Ｄ変換器と、上述したバンドパスフィルタ４２，４３と、鉄道車両用制振装置１を制御するのに必要な処理に使用されるプログラムが格納されるＲＯＭ（Ｒｅａｄ　Ｏｎｌｙ　Ｍｅｍｏｒｙ）等の記憶装置と、プログラムに基づいた処理を実行するＣＰＵ（Ｃｅｎｔｒａｌ　Ｐｒｏｃｅｓｓｉｎｇ　Ｕｎｉｔ）等の演算装置と、ＣＰＵに記憶領域を提供するＲＡＭ（Ｒａｎｄｏｍ　Ａｃｃｅｓｓ　Ｍｅｍｏｒｙ）等の記憶装置と、を備えて構成される。コントローラＣの制御部４４における各部は、ＣＰＵが上記処理を行うためのプログラムを実行することで実現することができる。また、バンドパスフィルタ４２，４３は、ハードウェアとして設けるのに代えて、ＣＰＵがプログラムを実行することでソフトウェア上で実現されてもよい。
　横方向加速度αｆ，αｒは、例えば、車体Ｂの中央を進行方向（図１では左右方向）に通る軸を基準として、右側（図１では上方側）へ向く方向となる場合に正の加速度となり、左側（図１では下方側）へ向く方向となる場合に負の加速度となるように設定される。ヨー加速度演算部４４ａは、前側の横方向加速度αｆと後側の横方向加速度αｒとの差を２で割ることで、前側の台車Ｔｆと後側の台車Ｔｒのそれぞれの直上における車体中心Ｇ周りのヨー加速度ωを演算する。スエー加速度演算部４４ｂは、横方向加速度αｆと横方向加速度αｒとの和を２で割ることで、車体中心Ｇのスエー加速度βを演算する。
　ヨー加速度ωを演算するために、前側加速度センサ４０は、車体Ｂの車体中心Ｇを含む前後方向又は対角方向に沿う線上であって前側アクチュエータＡｆの近傍に配置されるとよい。また、後側加速度センサ４１も同様に、車体Ｂの車体中心Ｇを含む前後方向又は対角方向に沿う線上であって後側アクチュエータＡｒの近傍に配置されるとよい。
　また、ヨー加速度ωは、車体中心Ｇに対する加速度センサ４０，４１の距離と、これらの位置関係と、横方向加速度αｆ，αｒとから演算することができる。そのため、加速度センサ４０，４１の搭載位置を任意に設定することも可能である。その場合、ヨー加速度ωは、横方向加速度αｆと横方向加速度αｒとの差を２で割って求めるのではなく、横方向加速度αｆと横方向速度αｒの差と、車体中心Ｇに対する加速度センサ４０，４１の距離と、これらの位置関係とから演算される。
　具体的には、前側加速度センサ４０と車体中心Ｇとの前後方向距離をＬｆとし、後側加速度センサ４１と車体中心Ｇとの前後方向距離をＬｒとすると、ヨー加速度ωは、ω＝（αｆ－αｒ）／（Ｌｆ＋Ｌｒ）で演算される。なお、ヨー加速度ωを、前側加速度センサ４０と後側加速度センサ４１とで検出した加速度から演算するのに代えて、ヨー加速度センサを用いて検出するようにしてもよい。
　指令演算部４４ｃは、図４に示すように、Ｈ∞制御器４４ｃ１，４４ｃ２を含んで構成される。指令演算部４４ｃは、ヨー加速度演算部４４ａが演算したヨー加速度ωから車体Ｂのヨー振動を抑制する推力Ｆω（ヨー指令値）を演算するＨ∞制御器４４ｃ１と、スエー加速度演算部４４ｂが演算したスエー加速度βから車体Ｂのスエー振動を抑制する推力Ｆβ（スエー指令値）を演算するＨ∞制御器４４ｃ２と、推力Ｆωと推力Ｆβとを加算して前側のアクチュエータＡｆが出力すべき推力を指令する推力指令値Ｆｆを演算する加算器４４ｃ３と、推力Ｆβから推力Ｆωを減算して後側のアクチュエータＡｒが出力すべき推力を指令する推力指令値Ｆｒを演算する減算器４４ｃ４と、を備える。
　指令演算部４４ｃでは、Ｈ∞制御が実行されるため、車体Ｂに入力される振動の周波数によらず高い制振効果を得ることができ、高いロバスト性を得ることができる。なお、このことは、Ｈ∞制御以外の制御を用いることを否定するものではない。したがって、例えば、横方向加速度αｆ，αｒから横方向速度を得て、横方向速度にスカイフック減衰係数を乗じて推力指令値を求めるスカイフック制御を用いて前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒを制御してもよい。また、ヨー加速度ωとスエー加速度βとから、前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒを関連させてその推力を制御するのに代えて、前側のアクチュエータＡｆと後側のアクチュエータＡｒとを、各々独立させて制御してもよい。
　駆動部４４ｄは、図３に示すように、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒ通りに各アクチュエータＡｆ，Ａｒに推力を発揮させるべく、制御指令を出力する。具体的には、駆動部４４ｄは、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒから、モータ１５，第一開閉弁９のソレノイド９ｅ，第二開閉弁１１のソレノイド１１ｅ，及び可変リリーフ弁２２の比例ソレノイド２２ｃへ出力すべき制御指令を演算して、当該制御指令を出力する。また、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒから制御指令を演算する際に、そのときにアクチュエータＡｆ，Ａｒが出力している推力をフィードバックし、フィードバック制御によって制御指令を演算してもよい。
　具体的には、駆動部４４ｄは、上述したように、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒから第一開閉弁９のソレノイド９ｅ，第二開閉弁１１のソレノイド１１ｅ，及び可変リリーフ弁２２の比例ソレノイド２２ｃへ与えるべき制御指令を演算して、当該制御指令を出力する。
　駆動部４４ｄは、推力指令値Ｆｆが予め設定された通常下限値以上である場合には、ポンプ１２を通常回転速度にて回転させるようにモータ１５を駆動する。一方、駆動部４４ｄは、推力指令値Ｆｆが予め設定された通常下限値を下回った場合には、ポンプ１２の回転速度を低下させる。即ち、駆動部４４ｄは、通常回転速度よりも低い回転速度に予め設定された低推力時回転速度にてポンプ１２を回転させるようにモータ１５を駆動する。なお、駆動部４４ｄは、前後のアクチュエータＡｆ，Ａｒを駆動するため、後側のアクチュエータＡｒに対する推力指令値Ｆｒについても同様の演算を行い、ポンプ１２の回転速度を、通常回転速度と低推力時回転速度との二段階に切り換える。
　通常回転速度は、アクチュエータＡｆ，Ａｒに要求される最大推力を発揮する上で必要となる圧力と、駆動部４４ｄの第一開閉弁９、第二開閉弁１１、及び可変リリーフ弁２２の駆動に対して推力を発揮するために要求される応答速度と、の双方を満足させるように設定される。
　具体的には、駆動部４４ｄは、前側のアクチュエータＡｆに対する推力指令値Ｆｆと後側のアクチュエータＡｒに対する推力指令値Ｆｒについて、それぞれ、上述した通常下限値と比較する。そして、駆動部４４ｄは、ポンプ１２を通常回転速度で駆動するか低推力時回転速度にて回転させるかを決定して、ポンプ１２を回転駆動させる。
　通常下限値は、ポンプ１２を通常回転速度で回転駆動して可変リリーフ弁２２の開弁圧を最小にした際に、作動油がポンプ１２から吐出されて上述した油圧回路を通過してタンク７へ移動する際に生じる圧力損失（基礎圧力損失）によって、アクチュエータＡｆ，Ａｒが出力可能な推力の最小値に設定してある。つまり、通常下限値は、ポンプ１２を通常回転速度で回転させる際にアクチュエータＡｆ，Ａｒが発生可能な推力の下限値である。なお、アクチュエータＡｆ，Ａｒが発生可能な下限値がそれぞれ異なる場合には、前側のアクチュエータＡｆにおける通常下限値と、後側のアクチュエータＡｒにおける通常下限値とを異なる値に設定することも可能である。
　上述したように、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を下回る場合には、駆動部４４ｄは、ポンプ１２の回転速度を低推力時回転速度へ切換えるようにモータ１５を制御する。しかしながら、推力指令値が通常下限値を跨いで振動的に変化するような場合には、ポンプ１２の回転速度は頻繁に増減することとなる。そこで、駆動部４４ｄは、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を下回り、かつ、その状態が所定時間Ｔｄの間継続した場合に、ポンプ１２の回転速度を低推力時回転速度へ低下させている。
　また、ポンプ１２の回転速度が低下した後、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値以上となった場合には、ポンプ１２の回転速度を通常回転速度へ復帰させるようにモータ１５を制御する。しかしながら、この場合も同様に、推力指令値が通常下限値を跨いで振動的に変化するような場合には、ポンプ１２の回転速度は頻繁に増減することとなる。そこで、駆動部４４ｄは、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値以上となり、かつ、その状態が所定時間Ｔｕの間継続した場合に、ポンプ１２の回転速度を通常回転速度へ復帰させている。
　なお、所定時間Ｔｄ以上に亘って推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を下回ったか否かの判定は、制御部４４の制御周期を利用して演算することができる。例えば、所定時間ＴｄがＮ秒に設定され、制御部４４が推力指令値Ｆｆ，Ｆｒをｍ秒（ただし、Ｎ＞ｍ）ごとに演算する場合、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を連続して下回った回数が連続して（Ｎ÷ｍ）回以上となると、所定時間Ｔｄ以上に亘って推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を下回る条件が満たされることになる。これにより、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を連続して下回った回数をカウントすることで、条件が満たされたか否かを判定することができる。
　このように、制御周期を利用して、所定時間Ｔｄ以上に亘って推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を下回ったか否かを判定することができる。また、所定時間Ｔｕ以上に亘って推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値以上となったか否かの判定もこれと同様に行うことができる。
　また、これに代えて、実際に所定時間Ｔｄ，Ｔｕを計測して上述した判定を行うことも可能である。所定時間Ｔｄ，Ｔｕは、具体的には、鉄道車両の車体Ｂの振動の抑制に支障がない範囲で、モータ１５の回転速度の切換に対する応答時間に応じて設定される。通常下限値よりも低い推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが出力されるのは、車体Ｂの振動が非常に小さいか、又は車体Ｂが揺れていない状態である。このとき、制振対象である鉄道車両にもよるが、車体Ｂの振動周波数は、０．５Ｈｚ程度である。この場合、モータ１５の応答時間にもよるが、例えば、所定時間Ｔｄ，Ｔｕを、半周期に相当する１秒程度に設定しておけばよい。
　なお、所定時間Ｔｄ，Ｔｕは、それぞれ異なる値に設定されてもよい。ポンプ１２の回転速度を低推力時回転速度から通常回転速度へ復帰させる場面では、車体Ｂに大きな振動が作用する場合もあり得るため、アクチュエータＡｆ，Ａｒに応答性よく大きな推力を発揮させなくてはならない。よって、回転速度の低下の際に使用される所定時間Ｔｄよりも、回転速度を通常回転速度へ復帰させる際に使用される所定時間Ｔｕを短い時間に設定してもよい。
　また、本実施の形態では、ポンプ１２の回転速度を通常回転速度から低推力時回転速度へ低下させる場合と、低推力時回転速度から通常回転速度へ復帰させる場合との双方において、回転速度を時間の経過とともに変化させて、回転速度の急変を避けるようにしている。つまり、ポンプ１２の回転速度は、ランプ制御によって徐々に変化する。
　以上のように構成されることによって、本実施の形態による鉄道車両用制振装置１によれば、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値以上の場合には、ポンプ１２が通常回転速度にて回転して、アクチュエータＡｆ，Ａｒに応答性よく振動を抑制する推力を充分に発揮させることができる。反対に、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を下回る場合には、ポンプ１２の回転速度が、通常回転速度よりも低い低推力時回転速度へ低下するため、ポンプ１２の吐出流量が低減され、アクチュエータＡｆ，Ａｒの油圧回路における圧力損失が小さくなって、通常下限値を下回る推力を発揮できるようになる。
　したがって、本実施の形態による鉄道車両用制振装置１によれば、アクチュエータＡｆ，Ａｒの推力をフィードバック制御する場合、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を下回っても、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒと実際に出力される推力との偏差が大きくならない。そのため、アクチュエータＡｆ，Ａｒの推力が矩形的で振動的となるハンチングが生じない。よって、鉄道車両の車体Ｂを加振して振動状況を悪化させることはない。また、ハンチングが生じることがないので、第一開閉弁９及び第二開閉弁１１の切換動作が頻繁に行われることもなく、これらの寿命を短くして経済性が損なわれるといった問題も生じない。したがって、本発明によれば、車体における乗り心地を悪化させることがなく、経済性に優れる鉄道車両用制振装置１を提供することができる。
　また、ポンプ１２の回転速度は、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を下回り、かつ、その状態が所定時間Ｔｄ以上継続した場合に低下する。そのため、鉄道車両用制振装置１では、ポンプ１２の回転速度の低下の頻度を低減でき、ポンプ１２の回転速度を安定させ、アクチュエータＡｆ，Ａｒの推力も安定させることができる。
　同様に、ポンプ１２の回転速度は、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値以上となり、かつ、その状態が所定時間Ｔｕ以上継続した場合に、低推力時回転速度から通常回転速度へ復帰する。そのため、鉄道車両用制振装置１では、ポンプ１２の回転速度の復帰の頻度を低減でき、ポンプ１２の回転速度を安定させ、アクチュエータＡｆ，Ａｒの推力も安定させることができる。
　また、鉄道車両用制振装置１では、ポンプ１２の回転速度は、通常回転速度と低推力時回転速度の二段階の回転速度に切り替えられる。そのため、回転速度を低下させる際には、例えば、駆動部４４ｄにデジタル接点出力を設定しておくことで、二段階にポンプ１２の回転速度を指示することがきる。よって、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒに比例させる等の制御によってバリアブルに低下させる場合と比較するとノイズに対して強く、また、ポンプ１２やモータ１５のシール及びベアリングを長寿命化できる。したがって、低コストでロバスト性の高いシステムを構築することができる。
　なお、ポンプ１２の回転速度を二段階に設定することで、上述した効果を奏するが、これに限らず、推力指令値Ｆｆ，Ｆｒが通常下限値を下回った場合に、ポンプ１２の回転速度を推力指令値Ｆｆ，Ｆｒの値に応じてバリアブルに変化せて通常回転速度よりも低下させるようにしてもよい。
　また、ポンプ１２の回転速度を低下或いは復帰させる場合には、回転速度を時間の経過とともに変化させるようにしている。よって、ポンプ１２の回転速度の変化が急激となって、アクチュエータＡｆ，Ａｒが発生していた推力が急変することがなく、車両Ｂにおける乗り心地を損なうことはない。
　なお、上述した実施の形態では、単一のコントローラＣで複数のアクチュエータＡｆ，Ａｒを制御するようにしているが、これに限らず、アクチュエータＡｆ，Ａｒ毎にコントローラＣを設けて、それぞれ制御するようにしてもよいことは当然である。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　本願は、２０１１年６月２０日に日本国特許庁に出願された特願２０１１－１３６１６１に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。
　この発明の実施例が包含する排他的性質又は特徴は、以下のようにクレームされる。
 

Claims (8)

  1. 　アクチュエータに出力させるべき推力を推力指令値として求め、前記アクチュエータを制御して車体の振動を抑制する鉄道車両用制振装置であって、
    　前記アクチュエータは、
    　鉄道車両の台車と車体との一方に連結されるシリンダと、
    　前記シリンダ内に摺動自在に挿入されるピストンと、
    　前記シリンダ内に挿入されて、前記台車と前記車体との他方と前記ピストンとに連結されるロッドと、
    　前記シリンダ内に前記ピストンで区画されるロッド側室及びピストン側室と、を備え、
    　前記シリンダに給排される液体が溜められるタンクと、
    　前記ロッド側室と前記ピストン側室とを連通する第一通路に設けられ、当該第一通路を開閉可能な第一開閉弁と、
    　前記ピストン側室と前記タンクとを連通する第二通路に設けられ、当該第二通路を開閉可能な第二開閉弁と、
    　予め定められた通常回転速度にて回転駆動され、前記タンクから前記ロッド側室へ液体を供給するポンプと、を備え、
    　前記ポンプは、前記推力指令値が、前記通常回転速度で回転する際に前記アクチュエータが発生可能な推力の下限値である通常下限値を下回った場合には、その回転速度が低下する鉄道車両用制振装置。
  2. 　請求項１に記載の鉄道車両用制振装置であって、
    　前記ポンプは、前記推力指令値が前記通常下限値を下回り、かつ、その状態が所定時間継続した場合には、その回転速度が低下する鉄道車両用制振装置。
  3. 　請求項１に記載の鉄道車両用制振装置であって、
    　前記通常回転速度よりも低い低推力時回転速度を予め設定し、前記ポンプの回転速度を前記通常回転速度と前記低推力時回転速度との二段階に切換え可能な鉄道車両用制振装置。
  4. 　請求項１に記載の鉄道車両用制振装置であって、
    　前記ポンプの回転速度を低下させた後、前記推力指令値が前記通常下限値以上となった場合には、前記ポンプの回転速度を前記通常回転速度へ復帰させる鉄道車両用制振装置。
  5. 　請求項１に記載の鉄道車両用制振装置であって、
    　前記ポンプの回転速度を低下させた後、前記推力指令値が前記通常下限値以上となり、かつ、その状態が所定時間継続した場合には、前記ポンプの回転速度を前記通常回転速度へ復帰させる鉄道車両用制振装置。
  6. 　請求項４に記載の鉄道車両用制振装置であって、
    　前記ポンプの回転速度を低下或いは復帰させる場合には、その回転速度を時間の経過とともに変化させる鉄道車両用制振装置。
  7. 　請求項１に記載の鉄道車両用制振装置であって、
    　前記ロッド側室と前記タンクとを接続する排出通路と、
    　前記排出通路の途中に設けられて開弁圧を変更可能な可変リリーフ弁と、を更に備え、
    　前記可変リリーフ弁の開弁圧を調節して前記アクチュエータの推力を制御する鉄道車両用制振装置。
  8. 　請求項１に記載の鉄道車両用制振装置であって、
    　前記タンクから前記ピストン側室へ向かう液体の流れのみを許容する吸込通路と、
    　前記ピストン側室から前記ロッド側室へ向かう液体の流れのみを許容する整流通路と、を更に備える鉄道車両用制振装置。
     
PCT/JP2012/065600 2011-06-20 2012-06-19 鉄道車両用制振装置 WO2012176758A1 (ja)

Priority Applications (5)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP12802806.5A EP2722249A4 (en) 2011-06-20 2012-06-19 DAMPER DEVICE FOR A RAIL VEHICLE
CN201280030694.2A CN103608235B (zh) 2011-06-20 2012-06-19 铁路车辆用减震装置
KR1020137033465A KR101484439B1 (ko) 2011-06-20 2012-06-19 철도 차량용 제진 장치
RU2013150925/11A RU2573532C9 (ru) 2011-06-20 2012-06-19 Амортизирующее устройство железнодорожного вагона
US14/127,896 US9358990B2 (en) 2011-06-20 2012-06-19 Railcar damping device

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2011-136161 2011-06-20
JP2011136161A JP5662880B2 (ja) 2011-06-20 2011-06-20 鉄道車両用制振装置

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2012176758A1 true WO2012176758A1 (ja) 2012-12-27

Family

ID=47422593

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2012/065600 WO2012176758A1 (ja) 2011-06-20 2012-06-19 鉄道車両用制振装置

Country Status (7)

Country Link
US (1) US9358990B2 (ja)
EP (1) EP2722249A4 (ja)
JP (1) JP5662880B2 (ja)
KR (1) KR101484439B1 (ja)
CN (1) CN103608235B (ja)
RU (1) RU2573532C9 (ja)
WO (1) WO2012176758A1 (ja)

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP4850978B1 (ja) * 2011-05-09 2012-01-11 ピー・エス・シー株式会社 車体傾斜装置及び車体傾斜装置に用いられる二層三方弁
JP6374999B2 (ja) * 2017-01-30 2018-08-15 Ｋｙｂ株式会社 鉄道車両用制振装置
JP6364100B1 (ja) * 2017-01-30 2018-07-25 Ｋｙｂ株式会社 定常加速度検知装置および鉄道車両用制振装置
JP7089441B2 (ja) * 2018-03-30 2022-06-22 Ｋｙｂ株式会社 鉄道車両用制振装置および鉄道車両用制振装置の診断方法
JP7446852B2 (ja) * 2020-02-28 2024-03-11 日本車輌製造株式会社 鉄道車両の制振装置
US20220252088A1 (en) * 2021-02-09 2022-08-11 Purdue Research Foundation Electro-hydraulic actuator systems and methods of operating the same

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0439303U (ja) * 1990-07-30 1992-04-03
JP2000177586A (ja) * 1998-12-21 2000-06-27 Nippon Sharyo Seizo Kaisha Ltd 鉄道車両の振動抑制装置
JP2002364603A (ja) * 2001-06-11 2002-12-18 Kobelco Contstruction Machinery Ltd 建設機械のポンプ制御装置
JP2010065797A (ja) 2008-09-12 2010-03-25 Kayaba Ind Co Ltd シリンダ装置
JP2011202675A (ja) * 2010-03-24 2011-10-13 Kyb Co Ltd アクチュエータユニット

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US5586627A (en) * 1993-05-20 1996-12-24 Tokico, Ltd. Hydraulic shock absorber of damping force adjustable type
JP2657786B2 (ja) * 1995-03-17 1997-09-24 川崎重工業株式会社 鉄道車両の揺れ防止装置
JP2002114144A (ja) * 2000-10-06 2002-04-16 Nippon Sharyo Seizo Kaisha Ltd 振動抑制用ダンパ
JP4111090B2 (ja) 2003-07-11 2008-07-02 ダイキン工業株式会社 油圧ユニット
FR2916411B1 (fr) * 2007-05-25 2009-07-24 Lohr Ind Systeme de guidage bidirectionnel a limitation de debattement lateral, pour un essieu routier guide par un rail au sol.
JP5831830B2 (ja) 2011-08-11 2015-12-09 Ｋｙｂ株式会社 鉄道車両用制振装置

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH0439303U (ja) * 1990-07-30 1992-04-03
JP2000177586A (ja) * 1998-12-21 2000-06-27 Nippon Sharyo Seizo Kaisha Ltd 鉄道車両の振動抑制装置
JP2002364603A (ja) * 2001-06-11 2002-12-18 Kobelco Contstruction Machinery Ltd 建設機械のポンプ制御装置
JP2010065797A (ja) 2008-09-12 2010-03-25 Kayaba Ind Co Ltd シリンダ装置
JP2011202675A (ja) * 2010-03-24 2011-10-13 Kyb Co Ltd アクチュエータユニット

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See also references of EP2722249A4 *

Also Published As

Publication number Publication date
JP2013001304A (ja) 2013-01-07
CN103608235A (zh) 2014-02-26
EP2722249A4 (en) 2015-03-18
KR20140014283A (ko) 2014-02-05
RU2013150925A (ru) 2015-07-27
JP5662880B2 (ja) 2015-02-04
RU2573532C2 (ru) 2016-01-20
US9358990B2 (en) 2016-06-07
US20140196627A1 (en) 2014-07-17
KR101484439B1 (ko) 2015-01-19
EP2722249A1 (en) 2014-04-23
CN103608235B (zh) 2016-04-13
RU2573532C9 (ru) 2016-09-27

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2012176761A1 (ja) 鉄道車両用制振装置
TWI475161B (zh) 液壓缸裝置
JP5503680B2 (ja) 鉄道車両用制振装置
WO2012176758A1 (ja) 鉄道車両用制振装置
WO2012176762A1 (ja) 鉄道車両用制振装置
WO2016042996A1 (ja) 鉄道用制振装置
WO2012165471A1 (ja) 鉄道車両用制振装置
WO2013021963A1 (ja) 鉄道車両用制振装置
KR101718640B1 (ko) 액추에이터 유닛
WO2018042750A1 (ja) セミアクティブダンパ
WO2019188954A1 (ja) 鉄道車両用制振装置
JP5427082B2 (ja) 鉄道車両用制振装置
CA2861550A1 (en) Railway vehicle damping device
JP5486367B2 (ja) アクチュエータユニット
JP5427072B2 (ja) 鉄道車両用制振装置
JP5427071B2 (ja) 鉄道車両用制振装置
WO2018139224A1 (ja) 鉄道車両用制振装置
JP5427073B2 (ja) 鉄道車両用制振装置
JP6364100B1 (ja) 定常加速度検知装置および鉄道車両用制振装置
JP6725356B2 (ja) 鉄道車両用制振装置
JP2019124312A (ja) 液圧緩衝器
JP6933993B2 (ja) 鉄道車両用制振装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 12802806

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 20137033465

Country of ref document: KR

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 14127896

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2013150925

Country of ref document: RU

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2012802806

Country of ref document: EP