WO2013137296A1 - 鉄道車両用制振装置 - Google Patents

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WO2013137296A1
WO2013137296A1 PCT/JP2013/056948 JP2013056948W WO2013137296A1 WO 2013137296 A1 WO2013137296 A1 WO 2013137296A1 JP 2013056948 W JP2013056948 W JP 2013056948W WO 2013137296 A1 WO2013137296 A1 WO 2013137296A1
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vibration suppression
railway vehicle
valve
suppression force
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PCT/JP2013/056948
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貴之 小川
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カヤバ工業株式会社
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    • F16F2228/04—Frequency effects

Definitions

  • This invention relates to vibration suppression during a curve run for a railway vehicle.
  • a rail vehicle vibration damping device that suppresses vibration of a vehicle body in the left-right direction with respect to the traveling direction of the rail vehicle includes, for example, a damping force variable damper interposed between the vehicle body and the carriage. Obtain the damping force required to suppress vehicle vibration from the angular velocity in the yaw direction of the vehicle body and the velocity in the sway direction at the center of the vehicle body, and adjust the damping force of the damping force variable damper so that the calculated damping force can be exhibited. ing.
  • the damping force necessary to suppress vibration in the yaw direction is calculated by multiplying the yaw rate by the distance from the vehicle center to the center of the carriage and the control gain. Further, the damping force necessary to suppress the vibration in the sway direction is calculated by multiplying the speed in the sway direction by the control gain.
  • the damping force to be generated by the damping force variable damper is calculated by adding the damping force for suppressing the yaw direction vibration and the damping force for suppressing the sway direction vibration.
  • JP2003-320931A issued by the Japan Patent Office suppresses vibrations in the yaw and sway directions between the body of a railway vehicle and a carriage that supports the front of the body and between the carriage and the carriage that supports the rear of the body. It is proposed to provide each damping force variable damper.
  • the resonance frequency band of the vehicle body in a railway vehicle is from 0.5 hertz (Hz) to 2 Hz. Further, when the railway vehicle travels in a curved section, centrifugal acceleration acts on the vehicle body, but the frequency of this centrifugal acceleration is very close to the resonance frequency of the vehicle body.
  • acceleration sensors provided at the front and rear of the vehicle body are used.
  • the yaw rate is obtained based on the difference in acceleration obtained by the acceleration sensor.
  • the speed in the sway direction is obtained based on a value obtained by adding two accelerations obtained by the acceleration sensor.
  • An object of the present invention is to improve the riding comfort of a railway vehicle in a curved section.
  • a vibration damping device for a railway vehicle includes two or more vibration suppression force generation sources interposed between a carriage and a vehicle body of the railway vehicle, and a lateral speed of the vehicle body. And a programmable controller that controls the vibration suppression force generation source.
  • the controller extracts the frequency component equal to or higher than the frequency of centrifugal acceleration that acts on the vehicle body when the railway vehicle runs in a curved section from the lateral velocity of the vehicle body, and calculates the high-frequency vibration suppression force based on the extracted frequency component of the lateral velocity.
  • the railway vehicle is traveling in a curved section, it is programmed to output a high-frequency vibration suppression force to at least a part of the vibration suppression force generation source and to function all the remaining vibration suppression force generation sources as passive dampers.
  • FIG. 1 is a schematic plan view of a main part of a railway vehicle equipped with a railcar damping device according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a hydraulic circuit diagram of an actuator provided in the railcar damping device.
  • FIG. 3 is a block diagram showing a part of the control function of the control device provided in the railcar vibration damping device.
  • FIG. 4 is a block diagram showing the remaining part of the control function of the control device.
  • a railcar damping device 1 according to an embodiment of the present invention is used as a damping device for a vehicle body B of a railcar.
  • the railway vehicle vibration damping device 1 includes hydraulic actuators A1 and A2 interposed between a bogie T and a vehicle body B of a railway vehicle, and a control device C that actively controls the actuators A1 and A2.
  • One end of each actuator A1 and A2 is connected to a pin P projecting from the vehicle body B in the front-rear direction, and the other end is connected to the carriage T.
  • the control device C suppresses horizontal vibration of the vehicle body B in the vehicle transverse direction by actively controlling the actuators A1 and A2, in other words, by causing the actuators A1 and A2 to function as active dampers.
  • the control device C detects the horizontal acceleration ⁇ of the vehicle body B in the vehicle transverse direction, and calculates a low frequency vibration suppression force FL and a high frequency vibration suppression force FH necessary for suppressing the vibration of the vehicle body B based on the horizontal acceleration ⁇ .
  • Control device C determines whether the section in which the railway vehicle is traveling is a curved section or other than a curved section.
  • control device C causes the actuator A1 to exhibit the high-frequency vibration suppression force FH and causes the actuator A2 to exhibit the low-frequency vibration suppression force FS.
  • the control device C causes the actuator A1 to exhibit the high-frequency vibration suppression force FH, and causes the actuator A2 to function as a passive damper.
  • actuators A1 and A2 Specific configurations of the actuators A1 and A2 will be described below. Since these actuators A1 and A2 have the same configuration, for the sake of convenience, only the configuration of the actuator A1 will be described and description of the other actuators A2 will be omitted for the sake of convenience.
  • the actuator A1 is a single rod type actuator.
  • the actuator A1 has a cylinder 2 connected to one of the bogie T and the vehicle body B of the railway vehicle, a piston 3 slidably accommodated in the cylinder 2, one end coupled to the piston 3, and the other end a bogie. T and the rod 4 connected with the other of the vehicle body B are provided.
  • the inside of the cylinder 2 is defined by a piston 3 into a rod side chamber 5 and a piston side chamber 6. Hydraulic oil is enclosed in the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6.
  • a hydraulic oil tank 7 is provided outside the actuator A1. The tank 7 is filled with gas in addition to hydraulic oil. However, the tank 7 does not need to be in a pressurized state by compressing and filling the gas.
  • the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 are connected by a first passage 8.
  • a first opening / closing valve 9 is provided in the first passage 8.
  • the piston side chamber 6 and the tank 7 are connected by a second passage 10.
  • a second opening / closing valve 11 is provided in the second passage 10.
  • the rod side chamber 5 is supplied with hydraulic oil from the pump 12.
  • the first passage 8 communicates the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 outside the cylinder 2, but the first passage 8 may be provided in the piston 3.
  • Actuator A1 opens the first on-off valve 9 to bring the first passage 8 into communication, closes the second on-off valve 11 to shut off the second passage, and operates to extend by operating the pump 12.
  • the actuator A1 opens the second on-off valve 11 to bring the second passage 10 into a communicating state, closes the first on-off valve 9 and puts the first passage 8 into a shut-off state, and operates to contract by operating the pump 12. .
  • the cylinder 2 has a cylindrical shape, the end on the right side in the figure is closed by a lid 13, and an annular rod guide 14 is fixed to the end on the left side in the figure.
  • the rod guide 14 slidably supports the rod 4 inserted into the cylinder 2.
  • One end of the rod 4 projects axially outward from the cylinder 2, and the other end of the rod 4 is coupled to the piston 3 in the cylinder 2.
  • the space between the outer periphery of the rod 4 and the cylinder 2 is sealed by a sealing member, and the inside of the cylinder 2 is maintained in a sealed shape.
  • the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 defined by the piston 3 in the cylinder 2 are filled with hydraulic oil as described above. In addition to hydraulic fluid, any liquid suitable for the actuator may be used.
  • the cross-sectional area of the rod 4 is set to one half of the cross-sectional area of the piston 3.
  • the pressure receiving area on the rod side chamber 5 side of the piston 3 is half of the pressure receiving area on the piston side chamber 6 side. If the pressure in the rod side chamber 5 is made equal during the extension operation and the contraction operation of the actuator A1, the generated thrust becomes equal for both expansion and contraction. Further, the amount of hydraulic oil supplied with respect to the displacement amount of the actuator A1 is also equal in both directions of expansion and contraction.
  • the actuator A1 when the actuator A1 is extended, the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 are in communication with each other. As a result, the pressures in the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 become equal, and an expansion side thrust is generated by multiplying the difference between the pressure receiving area in the rod side chamber 5 of the piston 3 and the pressure receiving area in the piston side chamber 6 side.
  • the actuator A1 when the actuator A1 is contracted, the communication between the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 is cut off, and the piston side chamber 6 is opened to the tank 7. As a result, a contraction side thrust is generated by multiplying the pressure in the rod side chamber 5 and the pressure receiving area of the rod 3 in the piston 3. In this way, the thrust generated by the actuator A1 is a value obtained by multiplying one half of the cross-sectional area of the piston 3 by the pressure in the rod side chamber 5 in both expansion and contraction.
  • the control device C controls the thrust of the actuator A1
  • 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
  • the pressure in the rod side chamber 5 for generating the same thrust in both expansion and contraction directions is equal in both expansion and contraction directions. Therefore, control becomes easy.
  • the amount of hydraulic oil supplied with respect to the displacement of the piston 3 is also equal regardless of the direction of displacement. Therefore, the same responsiveness can be obtained with respect to the operation in both the expansion and contraction directions. Even when the pressure receiving area in the rod side chamber 5 of the piston 3 is not set to one half of the pressure receiving area in the piston side chamber 6, the thrust on both sides of the expansion and contraction of the actuator A1 is controlled by the pressure in the rod side chamber 5. .
  • the lid 13 that closes the distal end of the rod 4 and the proximal end of the cylinder 2 includes a mounting portion (not shown).
  • the actuator A1 is interposed between the vehicle body B and the carriage T of the railway vehicle via the mounting portion.
  • the first on-off valve 9 is composed of an electromagnetic on-off valve.
  • the first on-off valve 9 includes a valve body 9a, a spring 9d, and a solenoid 9e.
  • the valve body 9 a includes a communication position 9 b that opens the first passage 8 and communicates the rod-side chamber 5 and the piston-side chamber 6, and a blocking position 9 c that blocks communication between the rod-side chamber 5 and the piston-side chamber 6.
  • the spring 9d biases the valve body 9a toward the blocking position 9c.
  • the solenoid 9e drives the valve body 9a to the communication position 9b against the spring 9d by excitation.
  • the second on-off valve 11 is composed of an electromagnetic on-off valve.
  • the second on-off valve 11 includes a valve body 11a, a spring 11d, and a solenoid 11e.
  • the valve body 11 a includes a communication position 11 b that connects the piston side chamber 6 and the tank 7 via the second passage 10, and a blocking position 11 c that blocks communication between the piston side chamber 6 and the tank 7.
  • the spring 11d biases the valve body 11a toward the blocking position 11c.
  • the solenoid 11e drives the valve body 11a to the communication position 11b against the spring 11d by excitation.
  • the pump 12 is rotationally driven by an electric motor 15.
  • the pump 12 discharges hydraulic oil only in one direction.
  • the discharge port of the pump 12 communicates with the rod side chamber 5 through the supply passage 16.
  • the suction port of the pump 12 communicates with the tank 7.
  • the pump 12 is rotationally driven by the electric motor 15, sucks the hydraulic oil from the tank 7, and supplies the pressurized hydraulic oil to the rod side chamber 5.
  • the pump 12 discharges hydraulic oil in only one direction and does not require a switching operation in the rotation direction. Therefore, there is no problem that the discharge amount changes at the time of rotation switching, and an inexpensive gear pump or the like can be used.
  • the rotation direction of the pump 12 is always the same direction, the electric motor 15 that drives the pump 12 is not required to have responsiveness with respect to the rotation switching, and an inexpensive electric motor 15 can be used.
  • a check valve 17 for preventing the backflow of hydraulic oil from the rod side chamber 5 to the pump 12 is provided.
  • the first on-off valve 9 When a predetermined discharge flow rate is supplied from the pump 12 to the rod side chamber 5 and the actuator A1 is extended, the first on-off valve 9 is opened and the pressure of the rod side chamber 5 is adjusted by opening / closing control of the second on-off valve 11. To do.
  • the actuator A1 When the actuator A1 is contracted, the second on-off valve 11 is opened, and the pressure in the rod side chamber 5 is adjusted by opening / closing control of the first on-off valve 9. In this way, a thrust corresponding to the suppression force calculated by the control device C is obtained.
  • the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11 may be configured by a variable relief valve with an opening / closing function having a relief pressure adjusting function. In this case, the opening / closing operation of the first on-off valve 9 or the second on-off valve 11 does not expand or contract the actuator A1, but adjusts the valve opening pressure of the first on-off valve 9 or the second on-off valve 11. The thrust of the actuator A1 is controlled.
  • the variable relief valve 22 is composed of a proportional electromagnetic relief valve.
  • the variable relief valve 22 includes a valve body 22a provided in the discharge passage 21, a spring 22b that urges the valve body 22a in a direction to block the discharge passage 21, and a spring 22b that resists the spring 22b in response to excitation.
  • a proportional solenoid 22c that exerts thrust.
  • the control device C controls the relief pressure by controlling the amount of current flowing through the proportional solenoid 22c.
  • variable relief valve 22 when the pressure in the rod side chamber 5 exceeds the relief pressure, the resultant force of the pressure in the rod side chamber 5 applied to the valve body 22a and the thrust force from the proportional solenoid 22c overcomes the urging force of the spring 22b. Is driven to the open position to allow the discharge passage 21 to communicate.
  • variable relief valve 22 if the amount of current supplied to the proportional solenoid 22c is increased, the thrust generated by the proportional solenoid 22c can be increased. That is, when the amount of current supplied to the proportional solenoid 22c is maximized, the relief pressure of the variable relief valve 22 is minimized. If no current is supplied to the proportional solenoid 22c, the relief pressure becomes maximum.
  • the pressure in the rod side chamber 5 is adjusted to the relief pressure of the variable relief valve 22 when the actuator A 1 is expanded and contracted.
  • the pressure of the rod side chamber 5 can be easily adjusted by setting the relief pressure of the variable relief valve 22.
  • sensors for adjusting the thrust force of the actuator A1 become unnecessary.
  • the manufacturing cost of the railcar damping device 1 can be reduced, and a robust damping system in terms of hardware and software can be constructed.
  • the relief pressure can be easily controlled by configuring the variable relief valve 22 with a proportional electromagnetic relief valve capable of proportionally controlling the relief pressure according to the amount of current applied. As long as the relief pressure can be adjusted, a valve body other than the proportional electromagnetic relief valve can be used as the variable relief valve 22.
  • variable relief valve 22 opens the discharge passage 21 to move the rod side chamber 5 to the tank 7 when the pressure in the rod side chamber 5 exceeds the relief pressure regardless of the open / close state of the first on / off valve 9 and the second on / off valve 11. Communicate. Thereby, the excessive pressure in the rod side chamber 5 is released to the tank 7.
  • Providing the discharge passage 21 and the variable relief valve 22 serves to protect the entire system against, for example, excessive input to the actuator A1.
  • Actuator A1 includes a damper circuit D.
  • the damper circuit D causes the actuator A1 to function as a damper with the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11 closed.
  • the damper circuit D includes a rectifying passage 18 that allows only the flow of hydraulic oil from the piston side chamber 6 toward the rod side chamber 5, and a suction passage 19 that allows only the flow of hydraulic oil from the tank 7 toward the piston side chamber 6.
  • the variable relief valve 22 provided in the discharge passage 21 functions as a damping valve.
  • the rectifying passage 18 allows only the flow of hydraulic oil from the piston side chamber 6 toward the rod side chamber 5 by a check valve 18a provided in the middle.
  • the suction passage 19 allows only the flow of hydraulic oil from the tank 7 toward the piston side chamber 6 by a check valve 19a provided in the middle.
  • the damper circuit D provided in the actuator A1 includes a rectifying passage 18, a discharge passage 21, and a suction passage 19 when the first opening / closing valve 9 is in the cutoff position 9c and the second opening / closing valve 11 is in the cutoff position 11c.
  • a circulation passage is formed around the piston side chamber 6, the rod side chamber 5 and the tank 7.
  • all of rectification passage 18, suction passage 19, and discharge passage 21 are one way. Therefore, when the actuator A1 is expanded or contracted by an external force, the hydraulic oil from the cylinder 2 is always discharged to the tank 7 through the discharge passage 21.
  • variable relief valve 22 becomes a resistance against the flow of the hydraulic oil, thereby adjusting the pressure of the cylinder 2 to the relief pressure. That is, the variable relief valve 22 functions as a pressure control valve, and the actuator A1 functions as a uniflow type passive damper.
  • the actuator A1 is configured to function as both an actuator and a passive damper.
  • the variable relief valve 22 and the discharge passage 21 are not provided, but a separate passage for connecting the rod side chamber 5 and the tank 7 is provided, and a damper valve may be provided in this passage to constitute the damper circuit D. .
  • the valve body 9a of the first on-off valve 9 is pressed by the spring 9d and held at the cutoff position 9c, and the valve body 11a of the second on-off valve 11 is spring-loaded. Pressed by 11d and held at the blocking position 11c.
  • the variable relief valve 22 functions as a pressure control valve in which the relief pressure is fixed to the maximum. Therefore, the actuator A1 functions as a passive damper.
  • the actuator A1 functions as a passive damper
  • the variable relief valve 22 functions as a damping valve. Therefore, by setting the relief pressure of the variable relief valve 22 when the amount of current is zero, it is possible to arbitrarily set a damping characteristic when the actuator A1 functions as a passive damper.
  • the control device C When causing the actuators A1 and A2 configured as described above to exert a thrust in the extending direction, the control device C rotates the electric motor 15 for each actuator A1 and A2, and supplies hydraulic oil from the pump 12 into the cylinder 2. While supplying, the 1st on-off valve 9 is made into the communication position 9b, and the 2nd on-off valve 11 is made into the interruption
  • the actuators A1 and A2 hydraulic oil is supplied from the pump 12 to the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 in a state where the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 communicate with each other. As a result, the piston 3 becomes FIG. When the actuators A1 and A2 are pushed to the left side of FIG.
  • variable relief valve 22 When the pressure in the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 exceeds the relief pressure of the variable relief valve 22, the variable relief valve 22 is opened and hydraulic oil flows out to the tank 7 through the discharge passage 21. The pressure in the rod side chamber 5 and the piston side chamber 6 is thereby maintained at the relief pressure of the variable relief valve 22 determined by the amount of current applied to the variable relief valve 22.
  • the thrust exerted by the actuators A1 and A2 is equal to a value obtained by multiplying the pressure receiving area difference between the piston 3 in the piston side chamber 6 and the rod side chamber 5 by the pressure in the rod side chamber 5.
  • the control device C rotates the electric motor 15 for each actuator A1 and A2, and supplies hydraulic oil from the pump 12 into the rod side chamber 5.
  • the first on-off valve 9 is set to the cutoff position 9c
  • the second on-off valve 11 is set to the communication position 11b.
  • the actuators A1 and A2 not only function as actuators, that is, active dampers, but only as opening / closing operations of the first on-off valve 9 and the second on-off valve 11, and as passive dampers regardless of the driving state of the electric motor 15. Also works. Easy switching between the actuator and the passive damper is preferable for improving the response and reliability of the railcar damping device 1.
  • the actuators A1 and A2 are single rod type, it is easier to secure the stroke length than the double rod type actuator, and the total length of the actuator can be kept short. This is preferable for improving the mounting property on the railway vehicle.
  • the hydraulic oil that has flowed into the rod side chamber 5 from the pump 12 finally returns to the tank 7 via the piston side chamber 6. Therefore, even if gas is mixed into the rod side chamber 5 or the piston side chamber 6, the gas is discharged to the tank 7 by the expansion / contraction operation of the actuators A1 and A2. This brings about a preferable effect for preventing deterioration of responsiveness related to thrust generation. Further, it is not necessary to frequently perform maintenance for maintaining the performance of the actuators A1 and A2, and the labor and cost burden on maintenance can be reduced.
  • the actuators A1 and A2 do not require troublesome assembly in oil or a vacuum environment, and high-level deaeration of hydraulic oil is not necessary. Therefore, the actuators A1 and A2 can be manufactured with high productivity, and the manufacturing cost can be kept low.
  • the control device C includes a front acceleration sensor 40 that detects the horizontal acceleration ⁇ in the vehicle transverse direction of the vehicle body B above the carriage T, and a point information acquisition unit 41 that detects the travel position of the railway vehicle.
  • the point information acquisition unit 41 is composed of a central vehicle monitor installed in a specific vehicle having a connected vehicle or a vehicle monitor terminal connected to the central vehicle monitor, and obtains travel position information of the rail vehicle in real time. Not only a vehicle monitor but the point information acquisition part 41 can also be comprised using GPS (Global Positioning System).
  • GPS Global Positioning System
  • the control device C determines whether or not the railway vehicle is traveling in a curved section based on the traveling position detected by the point information acquisition unit 41, and the electric motor 15, the first for each actuator A1 and A2 according to the determination result.
  • a controller 42 is provided for outputting control commands to the solenoid 9e of the 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, respectively.
  • the controller 42 includes a microcomputer having a central processing unit (CPU), a read only memory (ROM), a random access memory (RAM), and an input / output interface (I / O interface).
  • the controller 42 can be composed of a plurality of microcomputers.
  • the controller 42 processes the horizontal acceleration ⁇ in the vehicle transverse direction, and determines whether or not the railway vehicle is traveling in a curved section based on the traveling position of the railway vehicle detected by the point information acquisition unit 41.
  • the controller 42 sends control commands to the electric 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 for the actuators A1 and A2 according to the determination results. Output.
  • the controller 42 includes an integrator 43, a first filter 44, a second filter 45, a multiplier 46, a multiplier 47, a travel section recognition unit 48, and a command generation unit 49.
  • the drive part 50 is provided.
  • the integrator 43 integrates the horizontal acceleration ⁇ in the vehicle transverse direction detected by the acceleration sensor 40 to calculate the lateral velocity v.
  • the first filter 44 and the second filter 45 each filter the lateral velocity v.
  • the multiplier 46 multiplies the lateral velocity v filtered by the first filter 44 by the skyhook gain to calculate the high frequency suppression force FH.
  • the multiplier 47 multiplies the lateral velocity v filtered by the second filter 45 by the skyhook gain to calculate the low frequency suppression force FL.
  • the traveling section recognition unit 48 determines whether or not the railway vehicle is traveling in the curved section based on the traveling position detected by the point information acquisition unit 41.
  • the command generation unit 49 calculates a control command F1 given to the actuator A1 and a control command F2 given to the actuator A2 from the low frequency vibration suppression force FL and the high frequency vibration suppression force FH.
  • the drive unit 50 controls the electric 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 of the variable relief valve 22 for each actuator A1 and A2.
  • a current corresponding to 22c is supplied.
  • the control device C includes an A / D converter for capturing a signal output from the acceleration sensor 40 as a hardware resource (not shown).
  • the first filter 44 and the second filter 45 can be realized on the program of the controller 42, and the first filter 44 and the second filter 45 independent of the controller 42 can be provided separately.
  • the horizontal acceleration ⁇ is, for example, FIG. 1 is set with the upward direction being positive and the downward direction being negative.
  • the installation location of the acceleration sensor 40 is preferably directly above the carriage T of the vehicle body B. However, if the output data can be used to calculate the horizontal acceleration ⁇ of the vehicle body B immediately above the carriage T, the acceleration sensor 40 can be installed at another location.
  • the first filter 44 is a high-pass filter that extracts a frequency component equal to or higher than the frequency of centrifugal acceleration acting on the vehicle body B when the railway vehicle travels in a curved section of the lateral speed v.
  • the frequency of centrifugal acceleration acting on the vehicle body B when the railway vehicle travels in the curved section is approximately 0.5 Hz or less, although it depends on the actual traveling speed of the railway vehicle. Therefore, the cut-off frequency of the first filter 44 may be 1 Hz or more, for example.
  • the cutoff frequency is set to 2 Hz so that the high-frequency vibration suppression force FH is not affected by the centrifugal acceleration and does not react to the centrifugal acceleration.
  • the second filter 45 is a high-pass filter that extracts a frequency component equal to or higher than the resonance frequency of the vehicle body B from the lateral speed v.
  • the resonance frequency of the vehicle body B supported by the carriage T with a spring is around 1 Hz.
  • the cutoff frequency of the second filter 45 is set to about 0.3 Hz.
  • a phase compensator may be provided separately. It is also possible to use a bandpass filter that extracts only the resonance frequency band component of the vehicle body B as the second filter 45. Alternatively, a low-pass filter that extracts components below the resonance frequency band of the vehicle body B can be used.
  • the lateral velocity v filtered by the first filter 44 is input to the multiplier 46.
  • the lateral velocity v filtered by the second filter 45 is input to the multiplier 47.
  • the multiplier 46 calculates the high frequency vibration suppression force FH by multiplying the frequency component of the lateral velocity v after the frequency component equal to or lower than the centrifugal acceleration frequency is removed by the skyhook gain.
  • the multiplier 47 calculates the low frequency vibration suppression force FL by multiplying the frequency component of the lateral velocity v including the resonance frequency component of the vehicle body B extracted by the second filter 45 by the skyhook gain.
  • the traveling section recognition unit 48 determines whether or not the railway vehicle is traveling in a curved section from the traveling position information obtained from the point information acquisition unit 41, and outputs the determination result to the command generation unit 49.
  • the travel section recognizing unit 48 has a map in which travel section information is associated with a travel point, and refers to the map from the travel point of the railway vehicle to determine whether or not it is a curved section. To do.
  • the traveling section recognizing unit 48 determines that the curve section has been entered upon receipt of the signal from the transmitter on the curved section entrance side, and has determined that the vehicle section has moved outside the curved section upon receipt of the signal from the transmitter on the exit section of the curved section. To do. In short, the travel section recognition unit 48 only needs to be able to determine that the railway vehicle is traveling in a curved section.
  • the railcar damping device 1 is actually used for switching from control in a section other than the curved section to control in the curved section while the railway vehicle travels on a route. For this reason, it is preferable to perform control switching before the railway vehicle enters the curved section.
  • information on the travel section associated with the travel point information for setting an attenuation coefficient for causing the actuator A2 to function as a passive damper may be included in addition to the discrimination between the curved section and the other sections.
  • this includes information on the characteristics of the curve section, such as the cant amount of the curve section, the curvature, the discrimination of the relaxation curve or the steady curve section, the pattern of the relaxation curve in the case of the relaxation curve, slack, and the like.
  • the command generation unit 49 calculates the determination result of the travel section recognition unit 48, the low-frequency vibration suppression force FL, and the high-frequency vibration suppression force FH, and the control command F1 to the actuator A1 and the control command F2 to the actuator A2. To do.
  • the command generation unit 49 when the traveling section recognition unit 48 determines that the railway vehicle is traveling in a region other than the curved section, the command generation unit 49 generates a control command F1 that causes the actuator A1 to output the high-frequency vibration suppression force FH.
  • a control command F2 for outputting the low frequency vibration suppression force FL to the actuator A2 is generated.
  • the command generation unit 49 when the travel section recognition unit 48 determines that the railway vehicle is traveling in a curved section, the command generation unit 49 generates a control command F1 that outputs the high-frequency vibration suppression force FH to the actuator A1, and makes the actuator A2 passive.
  • a control command F2 is generated to function as a damper.
  • the drive unit 50 causes the actuators A1 and A2 to exert thrust or function as a passive damper according to the control commands F1 and F2.
  • the drive unit 50 supplies currents corresponding to the electric 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 for the actuators A1 and A2. Output.
  • the drive unit 50 causes the direction and magnitude of the thrust exerted on each actuator A1 and A2 from the control commands F1 and F2. Accordingly, for each actuator A1 and A2, a current corresponding to the electric 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 is output. As for the current command to be given to the proportional solenoid 22c, it is also preferable to ensure control accuracy by feeding back the thrusts output from the actuators A1 and A2.
  • the drive unit 50 for the actuator A2 includes the electric motor 15, the solenoid 9e of the first on-off valve 9, and the solenoid 11e of the second on-off valve 11.
  • the current output to the proportional solenoid 22c of the variable relief valve 22 is set to zero.
  • the actuator A2 always discharges hydraulic oil from the cylinder 2 in any expansion and contraction operations. The discharged hydraulic oil returns to the tank 7 through the discharge passage 21.
  • the variable relief valve 22 gives resistance to this flow, so that the actuator A2 functions as a passive damper.
  • the current may not be completely zero, and the rotational speed may be lowered to such an extent that the actuator A2 functions as a passive damper.
  • a control command F2 that causes the actuator A2 to output the low-frequency vibration suppression force FL is generated.
  • the actuator A2 returns from the passive damper state to an actuator that exhibits thrust equivalent to the low-frequency vibration suppression force FL.
  • the actuator A2 When information such as the cant amount and curvature of the curve section can be obtained, when the actuator A2 is made to function as a passive damper, the amount of current applied to the proportional solenoid 22c of the variable relief valve 22 of the actuator A2 is determined from these information, It is also preferable to set the attenuation coefficient of the actuator A2 so as to be optimal for a curved section in which the railway vehicle is traveling. In this case, an attenuation coefficient is associated with the curve section in advance.
  • the amount of current applied to the proportional solenoid 22c of the variable relief valve 22 is associated with the curve section in advance.
  • the attenuation coefficient of the actuator A2 can be optimized for each curve section of the railway line.
  • the railcar damping device 1 when the railcar travels outside the curved section, some of the actuators A1 output the high-frequency vibration suppression force FH, and the remaining actuators A2 are low-frequency. Outputs vibration suppression force FL. As a result, it is possible to exert an appropriate suppression force against vibrations in a wide frequency range of the vehicle body B, thereby reducing the vibrations of the vehicle body B and improving the riding comfort of the railway vehicle.
  • the railcar damping device 1 while the railcar is traveling in a curved section, the front and rear actuators A1 output the high-frequency vibration suppression force FH, and the remaining actuators A2 function as passive dampers. To do. Therefore, the railcar damping device 1 can effectively suppress vibrations at a frequency higher than the frequency of the centrifugal acceleration of the vehicle body B when traveling in a curved section. On the other hand, low-frequency vibrations can be effectively damped without being affected by centrifugal acceleration by the damping force exhibited by the passive damper. Therefore, it is possible to improve the riding comfort of the railway vehicle when traveling in a curved section. The reason will be described below.
  • the acceleration detected by the acceleration sensor 40 during traveling in a curved section includes a centrifugal acceleration component in a frequency band very close to the resonance frequency band of the vehicle body B. This centrifugal acceleration component cannot be completely removed by filtering. For this reason, when the actuators A1 and A2 are controlled as actuators during traveling in a curved section as in the traveling other than the curved section, the thrusts of the actuators A1 and A2 become excessive.
  • the vibration component of the centrifugal acceleration is to be removed from the acceleration detected by the acceleration sensor 40, the component in the resonance frequency band of the vehicle body B, which is close to the frequency band of the centrifugal acceleration of the horizontal velocity in the horizontal direction of the vehicle body B, is also obtained. It will be removed. As a result, the thrusts of the actuators A1 and A2 are insufficient, leading to deterioration in riding comfort.
  • the actuator A2 functions as a passive damper with respect to low frequency vibrations in the frequency band of centrifugal acceleration and the resonance frequency band of the vehicle body B in a curved section, and vibrations in a frequency band higher than the frequency of centrifugal acceleration.
  • the actuator A1 exerts a suppressing force to suppress vibration. Therefore, vibrations in the resonance frequency band of the vehicle body B can be sufficiently suppressed and high-frequency vibrations can be effectively suppressed, and good riding comfort can be maintained even during curve section travel. This is effective whether the curve section is a relaxation curve or a steady circular curve.
  • the actuators A1 and A2 constitute a vibration suppression force generation source. More specifically, the actuator A1 corresponds to some vibration suppression force generation sources, and the actuator A2 corresponds to the remaining vibration suppression force generation sources.
  • each of the actuators A1 and A2 can exert the resultant force of the low frequency vibration suppressing force FL and the high frequency vibration suppressing force FH in a section other than the curved section.
  • the actuator A1 outputs the high-frequency vibration suppression force FH
  • the actuator A2 functions as a passive damper.
  • the actuator A1 is caused to function as a passive damper, and the high-frequency vibration suppression force FH is output to the actuator A2.
  • the actuator A1 outputs the high-frequency vibration suppression force FH, and the actuator A2 outputs the low-frequency vibration suppression force FL.
  • the use of a part of the actuators A1 among the actuators A1 and A2 for always suppressing high frequency vibrations and the remaining actuator A2 for suppressing low frequency vibrations has the following advantages. That is, it is not necessary to switch the control of the actuator A1 because the actuator A1 always suppresses the high frequency vibration. Therefore, the controller 42 can smoothly switch between the mode in the curve section and the mode other than the curve section while avoiding a sudden change in the control command. As a result, the behavior of the vehicle body B accompanying the mode switching is also stabilized, and the riding comfort of the railway vehicle can be further improved.
  • a damping force variable damper can also be used as a vibration suppression force generation source.
  • carnop control can also be used to realize a skyhook damper.
  • the low frequency vibration suppression force FL and the high frequency vibration suppression force FH may be calculated from the lateral speed v of the vehicle body B, the stroke direction of the damping force variable damper, and the skyhook gain.
  • the actuator A2 function as a passive damper in the curved section. Therefore, the actuator A1 may be configured exclusively for an actuator that does not have a passive damper function. Further, the number of actuators is not limited to two. No matter how many two or more are installed, it is sufficient to cause a part of the actuator to exhibit the high-frequency vibration suppressing force FH in the curved section and to make all the remaining actuators function as passive dampers.
  • This invention has a favorable effect on improving the riding comfort of a railway vehicle.

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Abstract

鉄道車両の台車（Ｔ）と車体（Ｂ）との間に介装される二つ以上の振動抑制力発生源（Ａ１，Ａ２）を備えた鉄道車両用制振装置は、車体の横方向速度のうち車体の遠心加速度の周波数以上の周波数成分を抽出し、これに基づき高周波振動抑制力を算出する。鉄道車両が曲線区間を走行中は、一部の振動抑制力発生源（Ａ１）に高周波振動抑制力を出力させ、残りの振動抑制力発生源（Ａ２）をパッシブダンパとして機能させることで、曲線区間を走行中の車両の乗り心地を向上させる。

Description

鉄道車両用制振装置
　この発明は、鉄道車両用の曲線走行中の振動抑制に関する。
　鉄道車両の進行方向に対して左右方向の車体の振動を抑制する鉄道車両用制振装置は、例えば、車体と台車との間に介装された減衰力可変ダンパを備えている。車体中心における車体のヨー方向の角速度と車体のスエー方向の速度とから車体振動を抑制するために必要な減衰力を求め、求めた減衰力を発揮できるよう減衰力可変ダンパの減衰力を調整している。
　より具体的には、ヨーレートに車両中心から台車中心までの距離と制御ゲインとを乗じてヨー方向の振動抑制に必要な減衰力を算出する。また、スエー方向の速度に制御ゲインを乗じてスエー方向の振動を抑制するのに必要な減衰力を算出する。ヨー方向振動抑制用の減衰力とスエー方向振動抑制用の減衰力を足し合わせて減衰力可変ダンパの発生すべき減衰力を算出する。
　日本国特許庁が発行したＪＰ２００３－３２０９３１Ａは、鉄道車両の車体と車体前部を支持する台車との間及び車体と車体後部を支持する台車との間に、ヨー方向及びスエー方向の振動を抑制する減衰力可変ダンパをそれぞれ設けることを提案している。
　鉄道車両における車体の共振周波数帯は０．５ヘルツ(Ｈｚ)から２Ｈｚである。また、鉄道車両が曲線区間を走行する際は車体には遠心加速度が作用するがこの遠心加速度の周波数が車体の共振周波数に非常に近い。
　車体のヨーレートやスエー方向の速度を得るには、通常、車体の前後に設けた加速度センサを用いる。ヨーレートについては加速度センサで得た加速度の差に基づいて求めている。スエー方向の速度については加速度センサで得た二つの加速度を加算した値に基づいて求めている。
　ヨーレートについては、加速度の差をとるため、鉄道車両が曲線区間を走行する際に車体に作用する遠心加速度の影響は除去される。一方、スエー方向の速度については、加速度を加算して求めるため、振動の加速度に遠心加速度が重畳され、遠心加速度を除去することができない。
　鉄道車両の高速化によって遠心加速度は無視できない。そのため、遠心加速度がスエー方向の速度に重畳されたまま減衰力を求めると、減衰力が必要以上に大きくなり、車両の乗り心地が却って損なわれてしまう。
　スエー方向の車両の速度をバンドパスフィルタやハイパスフィルタで濾波して、車体の共振周波数帯の振動のみを抽出しようとしても、上に述べたように、遠心加速度の周波数が車体の共振周波数に近いので、遠心加速度を除去することは難しい。一方、曲線区間では車体の共振周波数帯におけるゲインを下げることで、遠心加速度の影響を受けないようにすることが考えられる。この場合には、車体の共振周波数帯の振動を抑制する減衰力が不足し、車両の乗り心地はやはり損なわれてしまう。
　この発明の目的は、曲線区間における鉄道車両の乗り心地を向上させることである。
　以上の目的を達成するため、この発明による鉄道車両用制振装置は、鉄道車両の台車と車体との間に介装される二つ以上の振動抑制力発生源と、車体の横方向の速度を検出するセンサと、振動抑制力発生源を制御するプログラマブルコントローラと、を備えている。
[規則91に基づく訂正 12.07.2013]　
　コントローラは、車体の横方向の速度から、鉄道車両が曲線区間走行時に車体に作用する遠心加速度の周波数以上の周波数成分を抽出し、抽出した横方向速度の周波数成分に基づき高周波振動抑制力を算出し、鉄道車両が曲線区間を走行中に、振動抑制力発生源の少なくとも一部に高周波振動抑制力を出力させ、振動抑制力発生源の残りの全部をパッシブダンパとして機能させるように、プログラムされる。
　この発明の詳細並びに他の特徴や利点は、明細書の以下の記載の中で説明されるとともに、添付された図面に示される。
ＦＩＧ．１は、この発明の実施形態による鉄道車両用制振装置を搭載した鉄道車両要部の概略平面図である。 ＦＩＧ．２は、鉄道車両用制振装置が備えるアクチュエータの油圧回路図である。 ＦＩＧ．３は、鉄道車両用制振装置が備える制御装置の制御機能の一部を示すブロックダイアグラムである。 ＦＩＧ．４は、制御装置の制御機能の残りの部分を示すブロックダイアグラムである。
　図面のＦＩＧ．１を参照すると、この発明の実施形態によ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、鉄道車両の台車Ｔと車体Ｂとの間に介装される油圧式のアクチュエータＡ１とＡ２と、アクチュエータＡ１とＡ２をアクティブ制御する制御装置Ｃとを備える。各アクチュエータＡ１とＡ２の一端は車体Ｂから前後方向に突出するピンＰに連結され、もう一端が台車Ｔに連結される。
　制御装置Ｃは、アクチュエータＡ１とＡ２をアクティブ制御することで、言い換えればアクチュエータＡ１とＡ２をアクティブダンパとして機能させることで、車体Ｂの車両横断方向の水平振動を抑制する。
　制御装置Ｃは、車体Ｂの車両横断方向の水平加速度αを検出し、水平加速度αに基づいて車体Ｂの振動抑制に必要な低周波振動抑制力ＦＬと高周波振動抑制力ＦＨを算出する。
　制御装置Ｃは、鉄道車両の走行している区間が曲線区間か曲線区間以外であるかを判定する。
　そして、曲線区間以外を走行中は、制御装置ＣはアクチュエータＡ１に高周波振動抑制力ＦＨを発揮させ、アクチュエータＡ２に低周波振動抑制力ＦＳを発揮させる。
　一方、曲線区間を走行中は、制御装置ＣはアクチュエータＡ１に高周波振動抑制力ＦＨを発揮させ、アクチュエータＡ２をパッシブダンパとして機能させる。
　アクチュエータＡ１とＡ２の具体的な構成を以下に説明する。これらアクチュエータＡ１とＡ２は、同一構成であるので、説明の重複を避けるため、便宜上、アクチュエータＡ１の構成のみを説明し、他のアクチュエータＡ２についての説明を省略する。
　ＦＩＧ．２を参照すると、アクチュエータＡ１は片ロッド型のアクチュエータで構成される。アクチュエータＡ１は、鉄道車両の台車Ｔと車体Ｂの一方に連結されるシリンダ２と、シリンダ２内に摺動自在に収装されるピストン３と、一端をピストン３に結合し、もう一端を台車Ｔと車体Ｂの他方に連結されるロッド４とを備える。
　シリンダ２内はピストン３によりロッド側室５及びピストン側室６に画成される。ロッド側室５とピストン側室６には作動油が封入される。アクチュエータＡ１の外側には作動油のタンク７が設けられる。タンク７には作動油のほかに気体が充填される。ただし、タンク７は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。
　ロッド側室５とピストン側室６とは第一通路８で接続される。第一通路８には第一開閉弁９が設けられる。ピストン側室６とタンク７とは第二通路１０で接続される。第二通路１０には第二開閉弁１１が設けられる。ロッド側室５にはポンプ１２から作動油が供給される。なお、第一通路８は、シリンダ２外でロッド側室５とピストン側室６とを連通しているが、第一通路８をピストン３に設けることも可能である。
　アクチュエータＡ１は、第一開閉弁９を開いて第一通路８を連通状態とし、第二開閉弁１１を閉じて第二通路を遮断状態として、ポンプ１２を運転することで伸長作動する。一方、アクチュエータＡ１は、第二開閉弁１１を開いて第二通路１０を連通状態とし、第一開閉弁９を閉じて第一通路８を遮断状態として、ポンプ１２を運転することで収縮作動する。
　以下、アクチュエータＡ１の各部について詳細に説明する。シリンダ２は筒状をなし、図の右側の端部は蓋１３によって閉塞され、図の左側の端部には環状のロッドガイド１４が固定される。ロッドガイド１４は、シリンダ２に挿入されるロッド４を摺動自由に支持する。ロッド４の一端はシリンダ２から軸方向外側へ突出し、ロッド４のもう一端はシリンダ２内においてピストン３に結合される。
　ロッド４の外周とシリンダ２との間はシール部材によってシールされ、シリンダ２内は密閉状体に維持される。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には、上述のように作動油が充填される。作動油以外に、アクチュエータに適するいかなる液体を使用しても良い。
　このアクチュエータＡ１において、ロッド４の断面積はピストン３の断面積の二分の一に設定される。これにより、ピストン３のロッド側室５側の受圧面積はピストン側室６側の受圧面積の二分の一となる。アクチュエータＡ１の伸長作動時と収縮作動時とでロッド側室５の圧力を等しくすれば、伸縮の双方に関して発生推力が等しくなる。また、アクチュエータＡ１の変位量に対する作動油の供給量も伸縮両方向に関して等しくなる。
　具体的には、アクチュエータＡ１を伸長作動させる場合は、ロッド側室５とピストン側室６を連通させた状態とする。その結果、ロッド側室５とピストン側室６の圧力が等しくなり、ピストン３のロッド側室５における受圧面積とピストン側室６側における受圧面積との差に圧力を乗じた伸長側推力が発生する。反対に、アクチュエータＡ１を収縮作動させる場合、ロッド側室５とピストン側室６との連通を遮断し、ピストン側室６をタンク７に開放する。その結果、ロッド側室５の圧力とピストン３のロッド側室５の受圧面積とを乗じた収縮側推力が発生する。このようにして、アクチュエータＡ１の発生推力は伸縮の双方でピストン３の断面積の二分の一にロッド側室５の圧力を乗じた値となる。
　したがって、制御装置ＣがアクチュエータＡ１の推力を制御する場合、伸長作動と収縮作動のいずれにおいても、ロッド側室５の圧力のみを制御すれば良い。このように、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すると、伸縮両方向で等しい推力を発生するためのロッド側室５の圧力が伸縮両方向で等しくなるので制御が容易になる。さらに、ピストン３の変位量に対する作動油の供給量も変位の方向によらず等しくなる。したがって、伸縮両方向の作動に関して等しい応答性を得ることができる。ピストン３のロッド側室５内の受圧面積をピストン側室６内の受圧面積の二分の一に設定しない場合でも、ロッド側室５の圧力でアクチュエータＡ１の伸縮両側の推力の制御をすることに変わりはない。
　ロッド４の先端と、シリンダ２の基端を閉塞する蓋１３は、図示しない取付部を備える。アクチュエータＡ１は取付部を介して鉄道車両の車体Ｂと台車Ｔとの間に介装される。
　第一開閉弁９は、電磁開閉弁で構成される。第一開閉弁９は弁体９ａと、バネ９ｄと、ソレノイド９ｅとを備える。弁体９ａは、第一通路８を開放してロッド側室５とピストン側室６とを連通する連通ポジション９ｂとロッド側室５とピストン側室６との連通を遮断する遮断ポジション９ｃとを備える。バネ９ｄは、遮断ポジション９ｃに向けて弁体９ａを附勢する。ソレノイド９ｅは励磁により弁体９ａをバネ９ｄに抗して連通ポジション９ｂへと駆動する。
　第二開閉弁１１は電磁開閉弁で構成される。第二開閉弁１１は弁体１１ａと、バネ１１ｄと、ソレノイド１１ｅとを備える。弁体１１ａは、第二通路１０を介してピストン側室６とタンク７とを連通する連通ポジション１１ｂと、ピストン側室６とタンク７との連通を遮断する遮断ポジション１１ｃとを備える。バネ１１ｄは遮断ポジション１１ｃに向けて弁体１１ａを附勢する。ソレノイド１１ｅは励磁により弁体１１ａをバネ１１ｄに抗して連通ポジション１１ｂへと駆動する。
[規則91に基づく訂正 12.07.2013]　
　ポンプ１２は電動モータ１５によって回転駆動される。ポンプ１２は一方向のみに作動油を吐出する。ポンプ１２の吐出口は供給通路１６を介してロッド側室５に連通する。ポンプ１２の吸込口はタンク７に連通する。ポンプ１２は電動モータ１５によって回転駆動され、タンク７から作動油を吸い込み、加圧した作動油をロッド側室５へ供給する。
　ポンプ１２は、一方向のみに作動油を吐出し、回転方向の切り換え動作を必要としない。したがって、回転切換時に吐出量が変化するといった問題は皆無であり、安価なギアポンプ等を使用することができる。また、ポンプ１２の回転方向が常に同一方向であるので、ポンプ１２を駆動する電動モータ１５も回転切換に関する応答性が要求されず、電動モータ１５にも安価なものを使用することができる。供給通路１６の途中には、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が設けられる。
　ポンプ１２から所定の吐出流量をロッド側室５へ供給して、アクチュエータＡ１を伸長作動させる際は、第一開閉弁９を開く一方、第二開閉弁１１の開閉制御によりロッド側室５の圧力を調節する。アクチュエータＡ１を収縮作動させる際は、第二開閉弁１１を開く一方、第一開閉弁９の開閉制御によりロッド側室５内の圧力を調節する。このようにして、制御装置Ｃが算出した抑制力に対応する推力を得る。
　アクチュエータＡ１の伸長作動時には、ロッド側室５とピストン側室６とが連通し、ピストン側室６内の圧力はロッド側室５の圧力に等しくなる。その結果、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推力をコントロールすることができる。第一開閉弁９と第二開閉弁１１を、リリーフ圧の調節機能を備えた開閉機能付き可変リリーフ弁で構成することも可能である。この場合には、第一開閉弁９あるいは第二開閉弁１１の開閉動作で、アクチュエータＡ１を伸縮させるのではなく、第一開閉弁９あるいは第二開閉弁１１の開弁圧を調節することでアクチュエータＡ１の推力を制御する。
　可変リリーフ弁２２は、比例電磁リリーフ弁で構成される。可変リリーフ弁２２は、排出通路２１に設けた弁体２２ａと、排出通路２１を遮断する方向へ弁体２２ａを附勢するバネ２２ｂと、励磁に応じてバネ２２ｂに抗して弁体２２ａに推力を及ぼす比例ソレノイド２２ｃとを備える。制御装置Ｃは、比例ソレノイド２２ｃに流れる電流量を制御することでリリーフ圧を制御する。
　可変リリーフ弁２２において、ロッド側室５の圧力がリリーフ圧を超えると、弁体２２ａに加わるロッド側室５の圧力と比例ソレノイド２２ｃによる推力との合力が、バネ２２ｂの附勢力に打ち勝って弁体２２ａを開放位置へと駆動し、排出通路２１を連通させる。
　可変リリーフ弁２２においては、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が発生する推力を増大させることができる。つまり、比例ソレノイド２２ｃに供給する電流量を最大にすると可変リリーフ弁２２のリリーフ圧は最小となる。比例ソレノイド２２ｃに全く電流を供給しないとリリーフ圧は最大となる。
　排出通路２１と可変リリーフ弁２２とを設けることで、アクチュエータＡ１を伸縮作動させる際に、ロッド側室５内の圧力は可変リリーフ弁２２のリリーフ圧に調節される。このように、可変リリーフ弁２２のリリーフ圧の設定により、ロッド側室５の圧力を容易に調節することができる。排出通路２１と可変リリーフ弁２２とを設けることで、アクチュエータＡ１の推力を調節するためのセンサ類が不要となる。また、第一開閉弁９と第二開閉弁１１を高速で開閉したり、第一開閉弁９と第二開閉弁１１を開閉機能付きの可変リリーフ弁で構成する必要もなくなる。結果として、鉄道車両用制振装置１の製造コストを低減でき、ハードウェア的にもソフトウェア的にも堅牢な制振システムを構築することができる。
　可変リリーフ弁２２を、与える電流量に応じてリリーフ圧を比例制御可能な比例電磁リリーフ弁で構成することで、リリーフ圧の制御を容易に行なうことができる。リリーフ圧を調節可能である限り、可変リリーフ弁２２に比例電磁リリーフ弁以外の弁体を用いることも可能である。
　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、ロッド側室５の圧力がリリーフ圧を超えると、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内の過大圧力がタンク７へ開放される。排出通路２１と可変リリーフ弁２２を設けることは、例えばアクチュエータＡ１への過大な入力に対してシステム全体を保護するのに役立つ。
　アクチュエータＡ１はダンパ回路Ｄを備える。ダンパ回路Ｄは、第一開閉弁９及び第二開閉弁１１が閉じた状態で、アクチュエータＡ１をダンパとして機能させる。ダンパ回路Ｄ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、排出通路２１に設けた可変リリーフ弁２２が減衰弁として機能する。
　より詳細には、整流通路１８は、途中に設けられた逆止弁１８ａにより、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。吸込通路１９は、途中に設けられた逆止弁１９ａにより、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。第一開閉弁９の遮断ポジション９ｃをピストン側室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とすることで、整流通路１８を不要にできる。また、第二開閉弁の遮断ポジション１１ｃをタンク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とすることで吸込通路１９を不要にできる。
　アクチュエータＡ１に設けられたダンパ回路Ｄは、第一開閉弁９が遮断ポジション９ｃにあり、第二開閉弁１１が遮断ポジション１１ｃにある場合に、整流通路１８と排出通路２１と吸込通路１９とによって、ピストン側室６とロッド側室５とタンク７を巡る循環通路を構成する。ここで、整流通路１８、吸込通路１９及び排出通路２１は、いずれも一方通行である。したがって、アクチュエータＡ１が外力によって伸縮すると、必ずシリンダ２からの作動油が排出通路２１を介してタンク７へ排出される。
　一方、シリンダ２内で不足する作動油はタンク７から吸込通路１９を介してシリンダ２内へ供給される。この作動油の流れに対して可変リリーフ弁２２が抵抗となることで、シリンダ２の圧力をリリーフ圧に調節する。つまり、可変リリーフ弁２２が圧力制御弁として機能し、アクチュエータＡ１は、ユニフロー型のパッシブダンパとして機能する。
　以上のように、アクチュエータＡ１は、アクチュエータとしてもパッシブダンパとしても機能するよう構成される。なお、可変リリーフ弁２２と排出通路２１とを設けず、別途、ロッド側室５とタンク７とを接続する通路を設け、この通路に減衰弁を設けてダンパ回路Ｄを構成するようにしても良い。
　アクチュエータＡ１の各コンポーネントへの通電が不能となるフェール状態では、第一開閉弁９の弁体９ａはバネ９ｄに押圧されて遮断ポジション９ｃに保持され、第二開閉弁１１の弁体１１ａはバネ１１ｄに押圧されて遮断ポジション１１ｃに保持される。一方、可変リリーフ弁２２は、リリーフ圧が最大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Ａ１はパッシブダンパとして機能する。アクチュエータＡ１がパッシブダンパとして機能する場合は、可変リリーフ弁２２が減衰弁として機能する。したがって、電流量がゼロの場合の可変リリーフ弁２２のリリーフ圧の設定により、アクチュエータＡ１をパッシブダンパとして機能させる際の減衰特性を任意に設定できる。
　以上のように構成されたアクチュエータＡ１とＡ２に伸長方向の推力を発揮させる場合、制御装置Ｃは、各アクチュエータＡ１とＡ２について、電動モータ１５を回転させ、ポンプ１２からシリンダ２内へ作動油を供給しつつ、第一開閉弁９を連通ポジション９ｂとし、第二開閉弁１１を遮断ポジション１１ｃとする。この操作により、アクチュエータＡ１とＡ２においては、ロッド側室５とピストン側室６とが連通した状態で、ポンプ１２からロッド側室５とピストン側室６に作動油が供給される。その結果、受圧面積差によりピストン３がＦＩＧ．２の左側へと押されることでアクチュエータＡ１とＡ２は伸長方向の推力を発揮する。
　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のリリーフ圧を上回ると、可変リリーフ弁２２が開いて作動油が排出通路２１を介してタンク７へ流出する。ロッド側室５内及びピストン側室６内の圧力は、これにより可変リリーフ弁２２に与える電流量で決まる可変リリーフ弁２２のリリーフ圧に維持される。アクチュエータＡ１とＡ２が発揮する推力は、ピストン側室６とロッド側室５におけるピストン３の受圧面積差にロッド側室５の圧力を乗じた値に等しい。
　これに対して、アクチュエータＡ１とＡ２に収縮方向の推力を発揮させる場合、制御装置Ｃは、各アクチュエータＡ１とＡ２について、電動モータ１５を回転させ、ポンプ１２からロッド側室５内へ作動油を供給しつつ、第一開閉弁９を遮断ポジション９ｃとし、第二開閉弁１１を連通ポジション１１ｂとする。このようにすることで、ピストン側室６とタンク７が連通した状態で、ロッド側室５にポンプ１２から作動油が供給されるので、ピストン３はＦＩＧ．２の右方向へ押され、アクチュエータＡ１とＡ２は収縮方向の推力を発揮する。アクチュエータＡ１とＡ２が発揮する推力は、ロッド側室５側のピストン受圧面積にロッド側室５内の圧力を乗じた値に等しい。
　また、このアクチュエータＡ１とＡ２は、アクチュエータすなわちアクティブダンパとして機能するのみならず、第一開閉弁９と第二開閉弁１１の開閉操作のみで、電動モータ１５の駆動状況に関わらず、パッシブダンパとしても機能する。アクチュエータとパッシブダンパとの切り換えが容易なことは、鉄道車両用制振装置１の応答性と信頼性を高めるうえで好ましい。
　アクチュエータＡ１とＡ２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べてストローク長を確保しやすく、アクチュエータの全長を短く抑えられる。このことは、鉄道車両への搭載性を向上させるうえで好ましい。
　アクチュエータＡ１とＡ２において、ポンプ１２からロッド側室５に流入した作動油は、ピストン側室６を経由して最終的にタンク７へ還流する。そのため、ロッド側室５またはピストン側室６に気体が混入しても、アクチュエータＡ１とＡ２の伸縮作動によって気体はタンク７へ排出される。これは、推力発生に関わる応答性の悪化防止に好ましい効果をもたらす。また、アクチュエータＡ１とＡ２の性能維持のためのメンテナンスを頻繁に行う必要もなく、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。
　また、アクチュエータＡ１とＡ２は製造にあたって、面倒な油中での組み立てや真空環境下での組み立てを必要とせず、作動油の高度な脱気も不要である。したがって、アクチュエータＡ１とＡ２は高生産性のもとで製造可能であり、製造コストも低く抑えることができる。
　制御装置Ｃは、台車Ｔの上方における車体Ｂの車両横断方向の水平加速度αを検出する前側加速度センサ４０と、鉄道車両の走行位置を検出する地点情報取得部４１とを備える。
　地点情報取得部４１は、連結された車両のある特定の車両に設置される中央車両モニタ或いはこれに接続される車両モニタ端末で構成され、リアルタイムに鉄道車両の走行位置情報を得る。車両モニタに限らず、地点情報取得部４１をＧＰＳ（Ｇｌｏｂａｌ　Ｐｏｓｉｔｉｏｎｉｎｇ　Ｓｙｓｔｅｍ）などを用いて構成することも可能である。
　制御装置Ｃは、地点情報取得部４１が検出した走行位置に基づき鉄道車両が曲線区間を走行中か否かを判定し、判定結果に応じて各アクチュエータＡ１とＡ２について、電動モータ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へ制御指令をそれぞれ出力するコントローラ４２を備える。
　コントローラ４２は中央演算装置（ＣＰＵ）、読み出し専用メモリ（ＲＯＭ）、ランダムアクセスメモリ（ＲＡＭ）及び入出力インタフェース（Ｉ／Ｏインタフェース）を備えたマイクロコンピュータで構成される。コントローラ４２を複数のマイクロコンピュータで構成することも可能である。
　コントローラ４２は、車両横断方向の水平加速度αを処理するとともに、地点情報取得部４１が検出した鉄道車両の走行位置に基づき鉄道車両が曲線区間を走行中か否かを判定する。コントローラ４２は、判定結果に応じてアクチュエータＡ１とＡ２について、電動モータ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へ制御指令をそれぞれ出力する。
　ＦＩＧＳ．３と４を参照すると、コントローラ４２は、積分器４３と、第一フィルタ４４と、第二フィルタ４５と、乗算器４６と、乗算器４７と、走行区間認識部４８と、指令生成部４９と、駆動部５０とを備える。
　積分器４３は加速度センサ４０が検出した車両横断方向の水平加速度αを積分して横方向速度ｖを算出する。
　第一フィルタ４４と第二フィルタ４５は、それぞれ横方向速度ｖを濾波する。
　乗算器４６は、第一フィルタ４４が濾波した横方向速度ｖにスカイフックゲインを乗算して高周波抑制力ＦＨを算出する。
　乗算器４７は、第二フィルタ４５が濾波した横方向速度ｖにスカイフックゲインを乗算して低周波抑制力ＦＬを算出する。
　走行区間認識部４８は、地点情報取得部４１が検出した走行位置に基づき鉄道車両が曲線区間を走行中か否かを判定する。
　指令生成部４９は、低周波振動抑制力ＦＬ及び高周波振動抑制力ＦＨから、アクチュエータＡ１に与える制御指令Ｆ１と、アクチュエータＡ２に与える制御指令Ｆ２と、を算出する。
　駆動部５０は、制御指令Ｆ１とＦ２に基づいて、各アクチュエータＡ１とＡ２について、電動モータ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に対応する電流を供給する。
[規則91に基づく訂正 12.07.2013]　
　制御装置Ｃは、ハードウェア資源として、図示はしないが、加速度センサ４０が出力する信号を取り込むためのＡ／Ｄ変換器を備える。第一フィルタ４４と第二フィルタ４５を、コントローラ４２のプログラム上で実現することも可能であり、コントローラ４２から独立した第一フィルタ４４と第二フィルタ４５を別に設けることも可能である。
[規則91に基づく訂正 12.07.2013]　
　水平加速度αは、例えば、ＦＩＧ．１の上向きを正、下向きを負として、設定される。加速度センサ４０の設置箇所は、車体Ｂの台車Ｔの直上方が好ましい。しかしながら、台車Ｔの直上方における車体Ｂの水平加速度αの算出に出力データを利用できるのであれば、加速度センサ４０を他の場所に設置することも可能である。
　第一フィルタ４４は、横方向速度ｖのうち、鉄道車両が曲線区間を走行する際に車体Ｂに作用する遠心加速度の周波数以上の周波数成分を抽出するハイパスフィルタで構成される。鉄道車両が曲線区間を走行することによって車体Ｂに作用する遠心加速度の周波数は、実際の鉄道車両の走行速度等にもよるが、概ね０．５Ｈｚ以下である。したがって、第一フィルタ４４のカットオフ周波数は、例えば１Ｈｚ以上とすれば良い。ここでは、高周波振動抑制力ＦＨが遠心加速度の影響を受けず遠心加速度に無反応となるようにするために、カットオフ周波数を２Ｈｚに設定する。
　第二フィルタ４５は、横方向速度ｖのうち、車体Ｂの共振周波数以上の周波数成分を抽出するハイパスフィルタで構成される。一般に、台車Ｔにばねで支持された車体Ｂの共振周波数は１Ｈｚ前後である。ここでは、第二フィルタ４５のカットオフ周波数を、０．３Ｈｚ程度に設定する。
　第一フィルタ４４及び第二フィルタ４５のカットオフ周波数より低い周波数帯域は位相が進むので位相補償器を別途設けるようにしても良い。また、第二フィルタ４５に、車体Ｂの共振周波数帯成分のみを抽出するバンドパスフィルタを用いることも可能である。あるいは、車体Ｂの共振周波数帯以下の成分を抽出するローパスフィルタで構成することも可能である。
　第一フィルタ４４が濾波した横方向速度ｖは乗算器４６に入力される。第二フィルタ４５が濾波した横方向速度ｖは乗算器４７に入力される。乗算器４６は、遠心加速度の周波数以下の周波数成分を第一フィルタ４４で取り除いた後の横方向速度ｖの周波数成分にスカイフックゲインを乗じて高周波振動抑制力ＦＨを算出する。乗算器４７は、第二フィルタ４５が抽出した、車体Ｂの共振周波数成分を含む横方向速度ｖの周波数成分にスカイフックゲインを乗じて低周波振動抑制力ＦＬを算出する。
　走行区間認識部４８は、地点情報取得部４１から得た走行位置情報から鉄道車両が曲線区間を走行中か否かを判定し、判定結果を指令生成部４９へ出力する。
　具体的には、例えば、走行区間認識部４８は、走行地点に走行区間情報を関連付けたマップを有しており、鉄道車両の走行地点からマップを参照し、曲線区間であるか否かを判定する。
[規則91に基づく訂正 12.07.2013]　
　あるいは、曲線区間とそれ以外の区間の境界や曲線区間の前後に信号を発する発信機を設け、鉄道車両側に発信機の信号を受信する受信機を地点情報取得部として設けることも可能である。この場合、走行区間認識部４８は、曲線区間入口側の発信機の信号の受信をもって曲線区間に入ったと判定し、曲線区間出口側の発信機の信号の受信をもって曲線区間以外に脱したと判定する。要するに、走行区間認識部４８は、鉄道車両が曲線区間を走行中であることを判定することができれば良い。なお、曲線区間走行時の乗り心地を良好に保つため、鉄道車両用制振装置１は、鉄道車両が路線を走行中に曲線区間以外での制御から曲線区間での制御へ切り換える都合上、実際には、鉄道車両が曲線区間に進入する前に制御の切り換えを行なうことが好ましい。
　そのために、車両が曲線区間に進入する際にその事実を判定する地点を実際の曲線進入地点より手前の直線区間の中に設定することが望ましい。同様に、車両が曲線区間から曲線以外の区間へ脱する場合は、その事実を判定する地点を実際の曲線終了地点よりも先の直線区間の中に設定することが望ましい。
[規則91に基づく訂正 12.07.2013]　
　また、走行地点に関連付けられる走行区間の情報として、曲線区間とそれ以外の区間との判別に加えて、アクチュエータＡ２をパッシブダンパとして機能させる際の減衰係数を設定するための情報を含ませることも好ましい。具体的には、曲線区間のカント量、曲率、緩和曲線か定常曲線区間の判別、緩和曲線である場合の緩和曲線のパターン、スラック等といった曲線区間の特性に関する情報がこれに当たる。
　指令生成部４９は、走行区間認識部４８の判定結果と、低周波振動抑制力ＦＬと、高周波振動抑制力ＦＨと、からアクチュエータＡ１への制御指令Ｆ１とアクチュエータＡ２への制御指令Ｆ２とを算出する。
　具体的には、走行区間認識部４８が鉄道車両は曲線区間以外を走行中と判定した場合に、指令生成部４９は、高周波振動抑制力ＦＨをアクチュエータＡ１に出力させる制御指令Ｆ１を生成し、低周波振動抑制力ＦＬをアクチュエータＡ２に出力させる制御指令Ｆ２を生成する。
　一方、走行区間認識部４８が鉄道車両は曲線区間を走行中と判定した場合に、指令生成部４９は、高周波振動抑制力ＦＨをアクチュエータＡ１に出力させる制御指令Ｆ１を生成し、アクチュエータＡ２をパッシブダンパとして機能させる制御指令Ｆ２を生成する。
　駆動部５０は、制御指令Ｆ１とＦ２にしたがって、アクチュエータＡ１とＡ２に推力を発揮させるか、あるいは、パッシブダンパとして機能させる。このために、駆動部５０は、アクチュエータＡ１とＡ２について、電動モータ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へ対応する電流を出力する。
　より詳細には、制御指令Ｆ１とＦ２がアクチュエータＡ１とＡ２をパッシブダンパとして機能させる指令でない場合に、駆動部５０は、制御指令Ｆ１とＦ２から各アクチュエータＡ１とＡ２に発揮させる推力の方向と大きさに応じて、各アクチュエータＡ１とＡ２について、電動モータ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へ対応する電流を出力する。比例ソレノイド２２ｃへ与える電流指令については、アクチュエータＡ１とＡ２が出力している推力をフィードバックすることで制御精度を確保することも好ましい。
　また、制御指令Ｆ２がアクチュエータＡ２をパッシブダンパとして機能させる指令である場合に、駆動部５０は、アクチュエータＡ２について、電動モータ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へ出力する電流をゼロとする。アクチュエータＡ２は、伸縮いずれの動作においても、必ずシリンダ２から作動油を排出する。排出された作動油は排出通路２１を介してタンク７へ還流する。この流れに可変リリーフ弁２２が抵抗を与えることで、アクチュエータＡ２はパッシブダンパとして機能する。
　電動モータ１５については、電流を完全にゼロとせずに、アクチュエータＡ２をパッシブダンパとして機能させる上で弊害の無い程度に回転数を下げるようにしても良い。鉄道車両が曲線区間を走行した後に曲線区間以外の区間へ進入すると、低周波振動抑制力ＦＬをアクチュエータＡ２に出力させる制御指令Ｆ２が生成される。その結果、アクチュエータＡ２はパッシブダンパ状態から低周波振動抑制力ＦＬに相当する推力を発揮するアクチュエータに復帰する。
　曲線区間のカント量、曲率などの情報が得られる場合は、アクチュエータＡ２をパッシブダンパとして機能させる際に、これらの情報からアクチュエータＡ２の可変リリーフ弁２２の比例ソレノイド２２ｃに与える電流量を決定し、アクチュエータＡ２の減衰係数を鉄道車両が走行中の曲線区間に最適となるように設定することも好ましい。この場合、あらかじめ曲線区間に減衰係数を関連付けておく。
　あるいは、可変リリーフ弁２２の比例ソレノイド２２ｃへ与える電流量を、あらかじめ曲線区間に関連付けしておく。これにより、アクチュエータＡ２の減衰係数を鉄道路線の各曲線区間に対して最適化できる。
　以上のように、この鉄道車両用制振装置１によれば、鉄道車両が曲線区間以外を走行中は、一部のアクチュエータＡ１が高周波振動抑制力ＦＨを出力し、残りのアクチュエータＡ２が低周波振動抑制力ＦＬを出力する。これにより、車体Ｂの広範な周波数域の振動に対して適切な抑制力を発揮でき、車体Ｂの振動を低減して鉄道車両の乗り心地を向上させることができる。
　また、この鉄道車両用制振装置１によれば、鉄道車両が曲線区間を走行中は、前後の一部のアクチュエータＡ１が高周波振動抑制力ＦＨを出力し、残りのアクチュエータＡ２がパッシブダンパとして機能する。そのため、鉄道車両用制振装置１は、曲線区間走行時における車体Ｂの遠心加速度の周波数よりも高周波の振動を効果的に抑制できる。一方、低周波振動についても、パッシブダンパが発揮する減衰力で遠心加速度の影響を受けずに効果的に制振できる。したがって、曲線区間走行時の鉄道車両の乗り心地を向上させることができる。その理由を以下に説明する。
　曲線区間走行中に加速度センサ４０が検出する加速度には、車体Ｂの共振周波数帯に非常に近い周波数帯の遠心加速度成分が含まれる。この遠心加速度成分はフィルタ処理しても完全には取り除くことができない。そのため、曲線区間走行時に曲線区間以外を走行時と同様にアクチュエータＡ１とＡ２をアクチュエータとして制御すると、アクチュエータＡ１とＡ２の推力が過大となってしまう。
　逆に、加速度センサ４０で検出する加速度から遠心加速度の振動成分を除去しようとすると、車体Ｂの車両横断方向の水平方向速度の遠心加速度の周波数帯に近い、車体Ｂの共振周波数帯の成分も除去されてしまう。その結果、アクチュエータＡ１とＡ２の推力が不足し、乗り心地の悪化につながる。
　鉄道車両用制振装置１は、曲線区間において遠心加速度の周波数帯及び車体Ｂの共振周波数帯の低周波振動に対してアクチュエータＡ２がパッシブダンパとして機能し、遠心加速度の周波数以上の周波数帯の振動に対してはアクチュエータＡ１が抑制力を発揮して振動を抑制する。したがって、車体Ｂの共振周波数帯の振動を充分に抑制できるとともに高周波振動に対しても効果的に抑制することができ、曲線区間走行中であっても良好な乗り心地を保つことができる。このことは曲線区間が緩和曲線であっても定常円曲線であっても有効である。
　以上説明した鉄道車両用制振装置１において、アクチュエータＡ１とＡ２が振動抑制力発生源を構成する。さらに詳しくは、アクチュエータＡ１が一部の振動抑制力発生源に相当し、アクチュエータＡ２が残りの全部の振動抑制力発生源に相当する。
　以上の説明に関して２０１２年３月１４日を出願日とする日本国における特願２０１２－５６８４９号、の内容をここに引用により合体する。
　以上、この発明をいくつかの特定の実施例を通じて説明してきたが、この発明は上記の各実施例に限定されるものではない。当業者にとっては、クレームの技術範囲でこれらの実施例にさまざまな修正あるいは変更を加えることが可能である。以下に修正や変更の例を示す。
　曲線区間以外の区間でアクチュエータＡ１とＡ２の各々に低周波振動抑制力ＦＬと高周波振動抑制力ＦＨの合力を発揮させることも可能である。その上で、曲線区間ではアクチュエータＡ１に高周波振動抑制力ＦＨを出力させ、アクチュエータＡ２をパッシブダンパとして機能させる。あるいは、曲線区間ではアクチュエータＡ１をパッシブダンパとして機能させ、アクチュエータＡ２に高周波振動抑制力ＦＨを出力させる。そのうえで、曲線区間以外ではアクチュエータＡ１に高周波振動抑制力ＦＨを出力させ、アクチュエータＡ２に低周波振動抑制力ＦＬを出力させる。
　ただし、アクチュエータＡ１とＡ２のうち一部のアクチュエータＡ１を常に高周波振動の抑制に充て、残りのアクチュエータＡ２を低周波振動の抑制に充てることは次の利点を有する。すなわち、アクチュエータＡ１が常時高周波振動の抑制を行なうことで、アクチュエータＡ１の制御を切り換える必要がない。したがって、コントローラ４２は制御指令の急変を回避して曲線区間におけるモードと曲線区間以外におけるモードとの切換えをスムーズに行なうことができる。結果として、モード切り換えに伴う車体Ｂの挙動も安定し、鉄道車両の乗り心地をより一層向上させることができる。
　振動抑制力発生源に減衰力可変ダンパを用いることもできる。その場合には、スカイフックダンパを実現するためにカルノップ制御を用いることもできる。その場合には、車体Ｂの横方向速度ｖと、減衰力可変ダンパのストローク方向と、スカイフックゲインとから低周波振動抑制力ＦＬ及び高周波振動抑制力ＦＨを算出するようにしても良い。
　この発明の最低の要件は、曲線区間においてアクチュエータＡ２をパッシブダンパとして機能させることである。したがって、アクチュエータＡ１についてはパッシブダンパ機能を持たないアクチュエータ専用の構成とすることも可能である。また、アクチュエータの本数は２本に限らない。２本以上何本設置されていても、曲線区間ではアクチュエータの一部に高周波振動抑制力ＦＨを発揮させ、残りのすべてのアクチュエータをパッシブダンパとして機能させれば良い。
　この発明は、鉄道車両の乗り心地の向上に好ましい効果をもたらす。
　この発明の実施例が包含する排他的性質あるいは特長は以下のようにクレームされる。

Claims (6)

  1. 　鉄道車両の台車と車体との間に介装される二つ以上の振動抑制力発生源と；
    　車体の横方向の速度を検出するセンサと；
    　次のようにプログラムされたプログラマブルコントローラ：
    　車体の横方向の速度から、鉄道車両が曲線区間走行時に車体に作用する遠心加速度の周波数以上の周波数成分を抽出し；
    　抽出した横方向速度の周波数成分に基づき高周波振動抑制力を算出し；
    　鉄道車両が曲線区間を走行中に、振動抑制力発生源の少なくとも一部に高周波振動抑制力を出力させ、振動抑制力発生源の残りの全部をパッシブダンパとして機能させる、
    　とを備える鉄道車両用制振装置。
  2. 　車体の横方向速度の車体共振周波数成分を抽出し、車体の横方向速度の車体共振周波数成分に基づき低周波振動抑制力を算出し、鉄道車両が曲線区間以外を走行中は、振動抑制力発生源の少なくとも一部に高周波振動抑制力を出力させ、振動抑制力発生源の残りの全部に低周波振動抑制力を出力させるように、さらにプログラムされる請求項１の鉄道車両用制振装置。
  3. 　振動抑制力発生源は、通電不能時にパッシブダンパ機能を発揮するアクチュエータである請求項１の鉄道車両用制振装置。
  4. 　鉄道車両の走行位置情報である地点情報を取得する地点情報取得部をさらに備え、コントローラは鉄道車両の走行位置に基づき鉄道車両が曲線区間を走行中か否かを判定するように、さらにプログラムされる請求項１の鉄道車両用制振装置。
  5. 　地点情報取得部は走行位置情報を取得するモニタで構成され、コントローラは走行位置情報に基づき、鉄道車両が走行中の区間が曲線区間であるか否かを判断するように、さらにプログラムされる請求項４の鉄道車両用制振装置。
  6. 　振動抑制力発生源は、流体を充填したシリンダと、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ピストンに連結されるロッドと、シリンダ内にピストンにより画成されたロッド側室とピストン側室と、流体のタンクと、ロッド側室とピストン側室とを連通する第一通路に設けた第一開閉弁と、ピストン側室とタンクとを連通する第二通路に設けた第二開閉弁と、タンクからロッド側室へ流体を供給するポンプと、ロッド側室をタンクへ接続する排出通路と、排出通路に設けられたリリーフ圧を変更可能な可変リリーフ弁と、タンクからピストン側室へ向かう流体の流れのみを許容する吸込通路と、ピストン側室からロッド側室へ向かう流体の流れのみを許容する整流通路と、を備える請求項１の鉄道車両用制振装置。
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