JP4278987B2 - Railway vehicle vibration reduction method and railway vehicle - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、鉄道車両の車体の弾性振動を低減する方法等に関する。特には、車体重量の大幅な増加を伴わずに車体弾性振動を低減することのできる方法等に関する。
【０００２】
【背景技術及び発明が解決しようとする課題】
近年、鉄道車両の軽量化が進んでおり、これに伴って鉄道車両車体の剛性が低下する傾向がある。車体の剛性が低下すると、車体の弾性振動（上下曲げ振動）の発生が顕著となる。このような弾性振動は、乗客数の増減によって発生具合が変化するが、人間が最も敏感な周波数帯域において発生する場合も多く、乗り心地悪化の原因にもなっている。
【０００３】
これに対し、現状では、車体に粘弾性層と拘束層からなる制振材を貼付したり、アクティブあるいはセミアクティブ制御を行なう等をして、車体の弾性振動を低減することが提案されており、現在も研究が進められている。なお、車体に制振材を付加して弾性振動の低減を図る事例は、既に新幹線で実用化されている（鈴木康文らによる『鉄道車両の車体曲げ振動の制振法』、No．９７−１、日本機械学会第７４期通常総会講演会講演論文集（I）、ｐｐ．６９１〜６９２参照）。
【０００４】
あるいは、鉄道車両車体の弾性振動低減方法の一種として、付加質量と支持バネからなる動吸振器による制振効果を利用するものが知られている。その一例としては、石川龍太郎らによる『ダイナミックダンパによる車体曲げ振動の低減』、No．９１０−１７、日本機械学会第６８期通常総会講演会講演論文集（Ｖｏｌ．Ｃ）、ｐｐ．５３１〜５３３を挙げることができる。
【０００５】
この石川らによる論文においては、車体質量の５％程度の付加質量ダイナミックダンパ（動吸振器）を用いて車体上下曲げ振動を１／３〜１／４に低減できるという理論解析の結果、並びに、約１０００ｋｇのダイナミックダンパを用いて車体曲げ振動を半減できるという実車試験の結果が報告されている。しかしながら、この方法ではダイナミックダンパ分の大幅な付加質量が必要となる。
【０００６】
本発明は、前述の課題を解決するためになされたものであって、車体重量の大幅な増加を伴わずに車体弾性振動を低減することのできる方法等を提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
前記課題を解決するため、本発明のベースとなる第１の鉄道車両の振動低減方法は、乗客の座る腰掛の配列された車体床を備える鉄道車両における振動低減方法であって、
前記車体床と前記腰掛との間に弾性体又は粘弾性体からなる弾性支持体を介在させ、前記腰掛の質量を利用した動吸振効果により前記鉄道車両の車体の弾性振動を低減することを特徴とする。
この方法によれば、乗客の座る腰掛の質量を利用した動吸振効果により車体の弾性振動を低減する。そのため、車体重量の大幅な増加を伴わずに車体弾性振動を低減することができる。
【０００８】
本発明の鉄道車両は、乗客の座る腰掛の配列された車体床を備える鉄道車両であって、 前記床と前記腰掛との間に介在された、弾性体又は粘弾性体からなる弾性支持体と、 前記腰掛に乗客が着座した場合に前記弾性支持体の動きがロックされるロック機構と、を備えることを特徴とする。
本発明によれば、空席時の腰掛を利用して動吸振効果を実現できる。そのため、もっとも乗客に不快な振動の起き易い空車状態において、車体の振動低減効果を得ることができる。一方、着席時には腰掛を支持する弾性支持体がロックされることにより、乗客の違和感はない。
【０００９】
本発明のベースとなる第２の鉄道車両の振動低減方法は、鉄道車両における振動低減方法であって、 前記鉄道車両の車体と、該車体に複数分散配置されている装架物との間に、弾性体又は粘弾性体からなる弾性支持体を介在させ、前記装架物の質量を利用した動吸振効果により前記車体の弾性振動を低減することを特徴とする。
【００１０】
本発明における装架物とは、車体内に設置される腰掛や棚、車体天井に設置されるエアコンユニット、あるいは、車体床下に設置される各機器（コンプレッサやトランス等）等、鉄道車両に装備される各種装架物を指す。本発明によれば、このような装架物を利用した動吸振効果により車体の弾性振動を低減できるので、車体重量の大幅な増加を伴わずに車体弾性振動を低減することができる。
【００１１】
上記第２の鉄道車両の振動低減方法においては、前記車体の各部位において発生する振動の振動数に対応させて、前記装架物の質量もしくは前記弾性支持体の剛性を変化させることにより、動吸振器の固有振動数を選択することができる。
この場合、車体の複数の弾性振動モード（特に乗り心地に悪影響を与えると考えられる主要な固有振動モード）に応じた振動低減を図ることができる。
【００１２】
鉄道車両の車体では、天井や床、側の各面が独立に振動する場合があり、それぞれの弾性振動モードが異なる場合がある。本発明のこの態様によれば、装架物やその配置部位に応じて弾性支持体の剛性を変化させることで、複数の弾性振動モードに応じた振動低減を図ることができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面を参照しつつ説明する。
図１は、本発明の第１の実施の形態に係る鉄道車両の車体及び腰掛を示す模式的側面図である。
図２は、同鉄道車両の車体及び腰掛を示すモデル図である。
図３は、同鉄道車両の床―腰掛接続部の構造（空席時）を示す拡大図である。
図４は、同鉄道車両の床―腰掛接続部の構造（着席時）を示す拡大図である。
【００１４】
図１及び図２に示す鉄道車両の車体１０は、屋根１１、床１３、及び、これらの間の側板を備えている。車体１０内において、床１３の上には、乗客Ｈの座る腰掛１５が複数配列されている。なお、特に図示されないが、床１３の前後下面に設けられる台車や、車体１０前後に設けられる連結器等の機器は、従来より使用されているものと同様である。
【００１５】
図３及び図４に示すように、腰掛脚部材１５Ｘの下面部１５Ａには脚部１６が設けられている。この下面部１５Ａには、ボルト２１が固定されている。このボルト２１の軸部２１Ａは、腰掛脚部材１５Ｘの下面部１５Ａよりも下方に延び出ており、車体１０の床１３に上下方向に摺動可能に挿通されている。ボルト２１の軸部２１Ａの下端には、ナット２３が固定されている。このナット２３は、ボルト２１の上方向への抜け止めの役割を果たす（図３参照）。そして、腰掛脚部材１５Ｘの下面部１５Ａと車体１０の床１３との間において、ボルト２１の軸部２１Ａにはバネ２５が外嵌している。
【００１６】
図３に示す空席時においては、腰掛脚部材１５Ｘはバネ２５に付勢されて、車体１０の床１３上面よりも上方に変位する。このとき、腰掛脚部材１５Ｘは、バネ２５に支持されて浮く形となる。この空席時においては、腰掛１５はバネ２５に付勢されつつ上下方向に振動可能である。
なお、バネ２５は、弾性体としては板バネや皿バネ、コイルバネ等を用いることができ、粘弾性体としてはゴム等を用いることができる。
【００１７】
図４に示す着席時においては、腰掛脚部材１５Ｘに乗員の体重が加わる。すると、腰掛脚部材１５Ｘに固定されたボルト２１が車体１０の床１３に支持されつつ下方に摺動し、腰掛脚部材１５Ｘの下面部１５Ａと車体１０の床１３上面との間でバネ２５が縮まる。最終的に、腰掛脚部材１５Ｘは、下面部１５Ａの脚部１６が床１３上面に接することで拘束される。
【００１８】
次に、主に図２のモデル図を参照しつつ、鉄道車両の腰掛の弾性振動のシミュレーションについて説明する。
腰掛１５の質量をｍ１とし、乗員Ｈの質量をｍ２とする。腰掛１５と床１３間のバネ２５は、バネ定数をｋ１、減衰係数をｃ１とする。さらに乗員Ｈ自体のバネ定数をｋ２、減衰係数をｃ２とする。このシミュレーションでは、腰掛１５の質量ｍ１を用いて、バネ２５に適切な弾性（ｋ１、ｃ１）を与えることで、動吸振効果が得られることを確認する。さらに、乗員（ｍ２、ｋ２、ｃ２）が腰掛１５に腰掛けた場合は、バネ２５が潰れて図４に示す着席時の状態となり、腰掛１５が床１３にロックされる場合の振動低減効果も確認する。なお、バネ２５は、腰掛１５及び乗員の質量（ｍ１＋ｍ２）が３０ｋｇ程度で潰れて変形しなくなるものとする。
【００１９】
このシミュレーションでは、車体１０の前端（図２の左端）から車体１０全長の５％の位置を、実際の走行時と同程度の振幅となるような力で加振し、車体１０中央の振動を測定した。その結果、空席時（図３参照）の腰掛１５の振動ストロークが１〜２ｍｍ程度であり、着席時（図４参照）のバネ変位が１０ｍｍ程度であった。したがって、バネ２５のストロークが３〜８ｍｍ程度であれば、空席時（図３参照）及び着席時（図４参照）の腰掛１５の状態を実現することが可能であることがわかった。
【００２０】
前述のシミュレーションの結果について述べる。
図５は、本発明に係る鉄道車両の弾性振動低減のためのシミュレーションの結果を示すグラフである。図５は、縦軸が加振力に対する振動加速度の周波数応答（ＦＲＦ）ゲイン（単位（ｍ／ｓ²）／Ｎ）を表し、横軸が振動周波数（単位Ｈｚ）を表す。
図中のグラフα（実線）は、従来の通常の車両であって、腰掛が最初から床に完全に固定されている場合を示す。
図中のグラフβ（破線）は、本実施例で述べた腰掛の空席時の場合を示す。
図中のグラフγ（一点鎖線）は、本実施例で述べた腰掛の着席時（満席状態）で、仮にロック機構がない場合を示す。
図中のグラフδ（二点鎖線）は、本実施例で述べた腰掛の着席時（満席状態）の腰掛ロックの場合を示す。
【００２１】
図５のグラフからわかるように、従来の腰掛のグラフαは、１２Ｈｚ程度において大きい振動のピークがある。一方、本実施例で述べた腰掛のグラフγは、１３Ｈｚ程度においてグラフαよりも振動のピークが小さく、グラフδは１２〜１３Ｈｚ程度においてグラフγよりもさらに振動のピークが小さくなっている。そして、グラフβは、振動のピークがほぼなくなり、グラフαに比べてゲインが半分以下になっている。
【００２２】
結局、本実施例で述べた腰掛（グラフβ、γ、δ）は、いずれも従来の腰掛の場合（グラフα）よりも曲線のピークが減少している。これは、空席時（グラフβ）には腰掛及びこれを支持するコイルバネの質量で動吸振効果が得られることと、着席時（グラフγ、δ）には腰掛上部のクッションと乗客の体の相互作用で振動が低減されていることを示している。このように、本発明によれば、空車あるいは満車のいずれの状態においても、車体の振動低減効果が得られることがわかる。
【００２３】
次に、本発明の第２の実施の形態について述べる。
図６は、本発明の第２の実施の形態に係る鉄道車両の車体及び装架物を示す模式的側面図である。
図６に示す鉄道車両の車体１０は、屋根１１、床１３、及び、これらの間の側板を備えている。この車体１０の屋根１１上面側には、エアコンユニット３０がバネ４０を介して弾性支持されている。さらに、屋根１１下面側（車体１０内）には、棚３２がバネ４２を介して弾性支持されている。一方、車体１０の床１３下面側には、トランス３１ａ、３１ｂがそれぞれバネ４１ａ、４１ｂを介して吊り下げられている。車体１０内において、床１３の上には、乗客Ｈの座る腰掛１５がバネ４５を介して複数配列され、分散型の動吸振器を形成している。各腰掛１５下のバネ４５のバネ剛性はそれぞれ異なっており、動吸振器の固有振動数は、各腰掛１５の配置位置において車体１０に生じる主な振動の周波数と一致させている。
【００２４】
次に、第２の実施の形態について、ＦＥＭ（有限要素法）モデルを用いて行なったシミュレーションの結果について述べる。
ここで述べるシミュレーションでは、車体の複数の振動モード（一次曲げ以上の高次の曲げ振動）を取り扱い、走行中の車両の乗り心地に対する振動モードの影響を調べる。そのため、図７あるいは図８に示すような、特急車両の先頭車部分のＦＥＭモデルを作製した。このＦＥＭモデルでは、車体幅方向の１／２の部分のみ（半車体：図中符号ｔ＝全車幅の１／２）を対象としている。ＦＥＭモデルの節点数は凡そ２６００であり、要素数は約５０００である。
【００２５】
まず、このような車体単体のＦＥＭモデルを、腰掛のない車体単体に相当するものと考え、固有振動モード解析と周波数応答解析を行った。その結果、車両の乗り心地に対して影響を与えると考えられる主要な固有振動モードとして、図７（Ｂ）に示すモード１（モードの固有振動数ｆ₁＝８．９Ｈｚの場合）と、図８（Ｂ）に示すモード２（モードの固有振動数ｆ₂＝１５．３Ｈｚの場合）が得られた。なお、これら各図において、（Ａ）は車体変形前のモデルの状態を表し、（Ｂ）は車体変形後のモデルの状態を表す。
【００２６】
さらに、このシミュレーションでは、腰掛を固定した車体（現状の車体）と、腰掛を弾性支持した車体（本発明に係る動吸振器を有する車体）とについて、それぞれのモデルを作成した。このモデルで用いた腰掛は、１列当たり（２人掛×２脚）の質量ｍ_sが約７２ｋｇであり、車体の前後の出入り台間（図７及び図８の白抜き部分間：図中符号Ｄ）に全部で１２列設置されている。ＦＥＭモデル上において、各腰掛は質点で表されている。腰掛を固定した車体のモデル（これをモデル０とする）では、質点（腰掛）と車体床上の最も近い節点との間が剛結合されている。一方、腰掛を弾性支持した車体のモデル（これを後述するモデル１及びモデル２とする）では、質点（腰掛）と車体床上の最も近い節点との間が、上下方向のみの成分をもつバネで結合されており、分散型の動吸振器を構成している。
【００２７】
本シミュレーションは、車体の複数の振動モードが乗り心地に影響を与えている場合に、動吸振器が分散型であることを利用して局所的にチューニング周波数を変化させ、複数の振動モードの振動低減効果を調べることを目的の一つとしている。そこで、腰掛を弾性支持した車体に関しては、以下の（モデル１）及び（モデル２）の場合に分けてチューニングを行なった：
（モデル１）全ての腰掛の共振点をモード１（すなわちモードの固有振動数ｆ₁＝８．９Ｈｚ）にチューニングする。
（モデル２）モード１の振幅が比較的大きい車体中央部（４〜９列目）の腰掛を８．９Ｈｚにチューニングするとともに、モード２の振幅が比較的大きい前部（１〜３列目）及び後部（１０〜１２列目）の腰掛を１５．３Ｈｚにチューニングする。
【００２８】
なお、動吸振器をチューニングする際には、
ｆ＝（２π）^-1（ｋ／ｍ_s）^1/2
に基づき、バネ定数ｋを決定した。今の場合、モード１ではｆ＝８．９であり、モード２ではｆ＝１５．３である。さらに、前述したように、腰掛の質量ｍ_s＝７２である。
【００２９】
図９に本シミュレーションの結果を示す。図９のグラフは、前述した３つのＦＥＭモデル、すなわち、
（モデル０）腰掛を固定した現状の車体のモデル（図中一点鎖線のグラフ：動吸振器なし）、
（モデル１）全ての腰掛の共振点をモード１にチューニングしたモデル（図中点線のグラフ：モード１を制振対象とした場合）、
（モデル２）車体中央部（４〜９列目）の腰掛を８．９Ｈｚにチューニングするとともに、前部（１〜３列目）及び後部（１０〜１２列目）の腰掛を１５．３Ｈｚにチューニングしたモデル（図中実線のグラフ：モード１とモード２を制振対象とした場合）、
について、輪軸位置からの変位加振に対する床上の振動加速度についてＦＲＦを求めた結果が示されている。なお、実際のシミュレーションでは、最前列、中央列及び最後列の腰掛が取り付けられている位置の床面上を加速度の観測点としたが、図９では中央列のみの結果が示されている。
【００３０】
図９に示す結果から、前述の（モデル１）のチューニングを行なった場合（図９中点線のグラフ）は、前述の（モデル０）の動吸振器のない現状の場合（図９中一点鎖線のグラフ）と比較して、ＦＲＦの９Ｈｚ付近のピークが押し下げられ、振動低減効果が得られている。一方、前述の（モデル２）のチューニングを行なった場合（図９中実線のグラフ）は、ＦＲＦの９Ｈｚ付近の低減幅は（モデル１）の場合よりも小さいが、ＦＲＦの１５Ｈｚ付近の大きさが大幅に低下していることがわかる。したがって、今回提案した分散型の動吸振器を用いて、複数の振動モードをターゲットとした制振を行なうことにより、単一モードのみのときよりもさらに乗り心地の改善を図ることができる可能性があると考えられる。
【００３１】
なお、動吸振器が設置されていない箇所においても同様の確認を行なった。その結果、車体中心線上（通路上）の前後台車直上及び中央の位置においても、腰掛が取り付けられている位置とほぼ同様の傾向が見られた。
【００３２】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、車体重量の大幅な増加を伴わずに車体弾性振動を低減することのできる方法を提供することができる。あるいは、空席時の腰掛を利用して動吸振効果を実現できる鉄道車両を提供することができる。車体の各部位において発生する振動の振動数に対応させて、装架物の質量もしくは弾性支持体の剛性を変化させることにより、動吸振器の固有振動数を選択する場合は、車体の複数の弾性振動モード（特に乗り心地に悪影響を与えると考えられる主要な固有振動モード）に応じた振動低減を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係る鉄道車両の車体及び腰掛を示す模式的側面図である。
【図２】同鉄道車両の車体及び腰掛を示すモデル図である。
【図３】同鉄道車両の床―腰掛接続部の構造（空席時）を示す拡大図である。
【図４】同鉄道車両の床―腰掛接続部の構造（着席時）を示す拡大図である。
【図５】本発明に係る鉄道車両の弾性振動低減のためのシミュレーションの結果を示すグラフである。
【図６】本発明の第２の実施の形態に係る鉄道車両の車体及び装架物を示す模式的側面図である。
【図７】本実施の形態に係る鉄道車両の車体のＦＥＭモデル（周波数ｆ₁＝８．９Ｈｚの場合）を示す図である。（Ａ）は変形前の形状を示すモデル図であり、（Ｂ）は変形後の形状を示すモデル図である。
【図８】本実施の形態に係る鉄道車両の車体のＦＥＭモデル（周波数ｆ₂＝１５．３Ｈｚの場合）を示す図である。（Ａ）は変形前の形状を示すモデル図であり、（Ｂ）は変形後の形状を示すモデル図である。
【図９】本実施の形態に係るＦＥＭモデルを用いたシミュレーションの結果を示すグラフである。
【符号の説明】
Ｈ 乗客
１０ 車体 １１ 屋根
１３ 床 １５ 腰掛
１５Ｘ 腰掛脚部材 １５Ａ 腰掛脚下面部
１６ 脚部 ２１ ボルト
２１Ａ 軸部 ２３ ナット
２５ バネ ３０ エアコンユニット
３１ａ、３１ｂ トランス ３２ 棚
４０、４１ａ、４１ｂ、４１、４２、４５ バネ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a method for reducing elastic vibration of a vehicle body of a railway vehicle. In particular, the present invention relates to a method that can reduce vehicle body elastic vibration without significantly increasing the vehicle body weight.
[0002]
[Background Art and Problems to be Solved by the Invention]
In recent years, the weight of railway vehicles has been reduced, and accordingly, the rigidity of the railway vehicle body tends to decrease. When the rigidity of the vehicle body decreases, the occurrence of elastic vibration (vertical bending vibration) of the vehicle body becomes significant. Such elastic vibrations vary in the degree of increase / decrease in the number of passengers, but often occur in a frequency band that is most sensitive to humans, causing a deterioration in riding comfort.
[0003]
On the other hand, at present, it has been proposed to reduce the elastic vibration of the vehicle body by attaching a damping material consisting of a viscoelastic layer and a constraining layer to the vehicle body, or by performing active or semi-active control, etc. Currently, research is ongoing. An example of reducing elastic vibration by adding damping material to the car body has already been put to practical use on the Shinkansen ("Damping method of bending vibration of railway car body", No. 97- 1. The Japan Society of Mechanical Engineers 74th General Meeting Lecture Proceedings (I), pp. 691-692).
[0004]
Alternatively, as a kind of a method for reducing the elastic vibration of a railway vehicle body, a method using a vibration damping effect by a dynamic vibration absorber composed of an additional mass and a support spring is known. As an example, “Reduction of body bending vibration by dynamic damper” by Ryutaro Ishikawa et al. 910-17, Proceedings of the 68th General Meeting of the Japan Society of Mechanical Engineers (Vol.C), pp. 531-533 can be mentioned.
[0005]
In this paper by Ishikawa et al., As a result of theoretical analysis that the vertical bending vibration of the vehicle body can be reduced to 1/3 to 1/4 using an additional mass dynamic damper (dynamic vibration absorber) of about 5% of the vehicle body mass, The results of actual vehicle tests have been reported that the vehicle body bending vibration can be halved using a dynamic damper of about 1000 kg. However, this method requires a large additional mass for the dynamic damper.
[0006]
The present invention has been made to solve the above-described problems, and an object of the present invention is to provide a method and the like capable of reducing vehicle body elastic vibration without significantly increasing the vehicle body weight.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-described problem, a vibration reduction method for a first railway vehicle that is a base of the present invention is a vibration reduction method for a railway vehicle that includes a vehicle body floor on which a passenger sits.
An elastic support made of an elastic body or a viscoelastic body is interposed between the vehicle body floor and the seat, and elastic vibration of the vehicle body of the railway vehicle is reduced by a dynamic vibration absorption effect using the mass of the seat. And
According to this method , the elastic vibration of the vehicle body is reduced by the dynamic vibration absorption effect using the mass of the seat on which the passenger sits. Therefore, the vehicle body elastic vibration can be reduced without significantly increasing the vehicle body weight.
[0008]
The railway vehicle of the present invention is a railway vehicle including a vehicle body floor on which a passenger sits and on which an stool is arranged, and an elastic support body made of an elastic body or a viscoelastic body interposed between the floor and the stool. A locking mechanism that locks the movement of the elastic support when a passenger is seated on the stool.
According to the present invention, the dynamic vibration absorption effect can be realized by using the seat at the time of empty seat. Therefore, the vibration reduction effect of the vehicle body can be obtained in an empty vehicle state in which vibration that is most unpleasant to passengers is most likely to occur. On the other hand, the passenger does not feel uncomfortable because the elastic support that supports the seat is locked when seated.
[0009]
A second railcar vibration reduction method as a base of the present invention is a railcar vibration reduction method, comprising: a railcar vehicle body and a plurality of dispersed objects arranged on the carbody. An elastic support made of an elastic body or a viscoelastic body is interposed, and elastic vibration of the vehicle body is reduced by a dynamic vibration absorption effect using the mass of the mount.
[0010]
The mount in the present invention refers to equipment mounted on railway vehicles such as seats and shelves installed in the vehicle body, air conditioner units installed on the vehicle body ceiling, and various devices (compressor, transformer, etc.) installed under the vehicle body floor. Refers to various types of mounts. According to the present invention, since the elastic vibration of the vehicle body can be reduced by the dynamic vibration absorption effect using such a mounting object, the vehicle body elastic vibration can be reduced without significantly increasing the vehicle body weight.
[0011]
In the second method for reducing vibration of a railway vehicle, the mass of the mounting object or the rigidity of the elastic support is changed in accordance with the frequency of vibration generated at each part of the vehicle body. The natural frequency of the vibration absorber can be selected.
In this case, it is possible to reduce vibration according to a plurality of elastic vibration modes of the vehicle body (particularly, main natural vibration modes that are considered to adversely affect the ride comfort).
[0012]
In the body of a railway vehicle, the ceiling, floor, and side surfaces may vibrate independently, and the elastic vibration modes may be different. According to this aspect of the present invention, it is possible to reduce vibrations according to a plurality of elastic vibration modes by changing the rigidity of the elastic support according to the mounting object and the arrangement site thereof.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
FIG. 1 is a schematic side view showing a vehicle body and a seat of a railway vehicle according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a model diagram showing a vehicle body and a seat of the railway vehicle.
FIG. 3 is an enlarged view showing the structure of the floor-seat connection part (when the seat is empty) of the railway vehicle.
FIG. 4 is an enlarged view showing the structure (when seated) of the floor-seat connection part of the railway vehicle.
[0014]
The vehicle body 10 of the railway vehicle shown in FIGS. 1 and 2 includes a roof 11, a floor 13, and a side plate between them. A plurality of seats 15 on which passengers H sit are arranged on the floor 13 in the vehicle body 10. Although not particularly illustrated, equipment such as a carriage provided on the front and rear lower surfaces of the floor 13 and a coupler provided on the front and rear of the vehicle body 10 are the same as those conventionally used.
[0015]
As shown in FIGS. 3 and 4, the leg portion 16 is provided on the lower surface portion 15 </ b> A of the seat leg member 15 </ b> X. Bolts 21 are fixed to the lower surface portion 15A. The shaft portion 21A of the bolt 21 extends downward from the lower surface portion 15A of the seat leg member 15X, and is inserted into the floor 13 of the vehicle body 10 so as to be slidable in the vertical direction. A nut 23 is fixed to the lower end of the shaft portion 21 </ b> A of the bolt 21. The nut 23 serves to prevent the bolt 21 from coming off upward (see FIG. 3). A spring 25 is externally fitted to the shaft portion 21A of the bolt 21 between the lower surface portion 15A of the seat leg member 15X and the floor 13 of the vehicle body 10.
[0016]
When the seat is empty as shown in FIG. 3, the seat leg member 15 </ b> X is biased by the spring 25 and displaced upward from the upper surface of the floor 13 of the vehicle body 10. At this time, the seat leg member 15X is supported by the spring 25 and floats. When the seat is empty, the seat 15 can be vibrated in the vertical direction while being urged by the spring 25.
As the spring 25, a plate spring, a disc spring, a coil spring, or the like can be used as an elastic body, and rubber or the like can be used as a viscoelastic body.
[0017]
At the time of sitting shown in FIG. 4, the weight of the occupant is added to the seat leg member 15X. Then, the bolt 21 fixed to the seat leg member 15X slides downward while being supported by the floor 13 of the vehicle body 10, and the spring 25 is provided between the lower surface portion 15A of the seat leg member 15X and the upper surface of the floor 13 of the vehicle body 10. Shrink. Finally, the seat leg member 15X is restrained by the leg portion 16 of the lower surface portion 15A coming into contact with the upper surface of the floor 13.
[0018]
Next, simulation of elastic vibration of the seat of the railway vehicle will be described mainly with reference to the model diagram of FIG.
The mass of the seat 15 is m1, and the mass of the occupant H is m2. The spring 25 between the seat 15 and the floor 13 has a spring constant k1 and a damping coefficient c1. Further, the spring constant of the occupant H itself is k2, and the damping coefficient is c2. In this simulation, it is confirmed that the dynamic vibration absorption effect can be obtained by applying appropriate elasticity (k1, c1) to the spring 25 using the mass m1 of the seat 15. Furthermore, when the occupant (m2, k2, c2) is seated on the seat 15, the spring 25 is crushed and the seating state shown in FIG. 4 is established, and the vibration reducing effect when the seat 15 is locked to the floor 13 is also confirmed. To do. The spring 25 is assumed to be crushed and not deformed when the mass of the seat 15 and the occupant (m1 + m2) is about 30 kg.
[0019]
In this simulation, the position of 5% of the entire length of the vehicle body 10 from the front end of the vehicle body 10 (the left end in FIG. 2) is vibrated with a force that has the same amplitude as that during actual driving, and the vibration at the center of the vehicle body 10 is It was measured. As a result, the vibration stroke of the seat 15 when empty (see FIG. 3) was about 1 to 2 mm, and the spring displacement when seated (see FIG. 4) was about 10 mm. Therefore, it has been found that if the stroke of the spring 25 is about 3 to 8 mm, it is possible to realize the state of the seat 15 when vacant (see FIG. 3) and seated (see FIG. 4).
[0020]
The results of the above simulation will be described.
FIG. 5 is a graph showing a result of simulation for reducing elastic vibration of the railway vehicle according to the present invention. In FIG. 5, the vertical axis represents the frequency response (FRF) gain (unit (m / s ² ) / N) of the vibration acceleration with respect to the excitation force, and the horizontal axis represents the vibration frequency (unit Hz).
A graph α (solid line) in the figure shows a conventional normal vehicle in which the seat is completely fixed to the floor from the beginning.
A graph β (broken line) in the figure shows the case of a seat vacant seat described in the present embodiment.
Graph γ (dashed line) in the figure shows a case where there is no lock mechanism when seated on the seat (full state) described in the present embodiment.
A graph δ (two-dot chain line) in the figure indicates the case of the seat lock described when the seat is seated (full seat) described in the present embodiment.
[0021]
As can be seen from the graph of FIG. 5, the conventional seat graph α has a large vibration peak at about 12 Hz. On the other hand, the sitting graph γ described in this embodiment has a smaller vibration peak than the graph α at about 13 Hz, and the graph δ has a smaller vibration peak than the graph γ at about 12 to 13 Hz. The graph β has almost no vibration peak, and the gain is less than half that of the graph α.
[0022]
Eventually, the stool described in this example (graphs β, γ, δ) has a lower curve peak than the conventional stool (graph α). This is because the dynamic vibration absorption effect can be obtained by the mass of the seat and the coil spring that supports the seat when empty (graph β), and the cushion on the upper part of the seat and the passenger's body when seated (graphs γ and δ). It shows that the vibration is reduced by the action. As described above, according to the present invention, it is understood that the vibration reduction effect of the vehicle body can be obtained in any state of empty or full.
[0023]
Next, a second embodiment of the present invention will be described.
FIG. 6 is a schematic side view showing a vehicle body and a mounted object of a railway vehicle according to the second embodiment of the present invention.
A railcar body 10 shown in FIG. 6 includes a roof 11, a floor 13, and a side plate therebetween. An air conditioner unit 30 is elastically supported via a spring 40 on the upper surface side of the roof 11 of the vehicle body 10. Further, a shelf 32 is elastically supported via a spring 42 on the lower surface side of the roof 11 (inside the vehicle body 10). On the other hand, transformers 31a and 31b are suspended from the lower surface of the floor 13 of the vehicle body 10 via springs 41a and 41b, respectively. In the vehicle body 10, a plurality of seats 15 on which passengers H sit are arranged on a floor 13 via springs 45 to form a distributed dynamic vibration absorber. The spring stiffness of the spring 45 under each seat 15 is different, and the natural frequency of the dynamic vibration absorber is matched with the frequency of main vibration generated in the vehicle body 10 at the position where each seat 15 is disposed.
[0024]
Next, the result of simulation performed using the FEM (finite element method) model in the second embodiment will be described.
In the simulation described here, a plurality of vibration modes of the vehicle body (high-order bending vibrations higher than the primary bending) are handled, and the influence of the vibration modes on the riding comfort of the traveling vehicle is examined. Therefore, an FEM model of the leading vehicle portion of the express vehicle as shown in FIG. 7 or FIG. 8 was produced. In this FEM model, only a half portion in the vehicle body width direction (half vehicle body: reference sign t = 1/2 of the entire vehicle width) is targeted. The number of nodes of the FEM model is about 2600, and the number of elements is about 5000.
[0025]
First, such an FEM model of a vehicle body was considered to correspond to a vehicle body without a seat, and natural vibration mode analysis and frequency response analysis were performed. As a result, as a main natural vibration mode that is considered to affect the riding comfort of the vehicle, mode 1 shown in FIG. 7B (when the natural frequency f _{1 of the} mode is 8.9 Hz), FIG. Mode 2 shown in FIG. 8B (when the natural frequency f _{2 of the} mode is 15.3 Hz) was obtained. In these drawings, (A) represents the state of the model before the vehicle body deformation, and (B) represents the state of the model after the vehicle body deformation.
[0026]
Furthermore, in this simulation, models were created for the vehicle body with the seat fixed (current vehicle body) and the vehicle body with the seat elastically supported (vehicle body having the dynamic vibration absorber according to the present invention). The seat used in this model has a mass m _s per row (2 seats x 2 legs) of about 72 kg, and the space between the front and back of the vehicle body (between the white areas in FIGS. 7 and 8: in the figure) A total of 12 rows are provided in reference D). On the FEM model, each seat is represented by a mass point. In a model of a vehicle body with a fixed stool (this is model 0), the mass point (stool) and the nearest node on the vehicle floor are rigidly coupled. On the other hand, in the model of the vehicle body that elastically supports the stool (hereinafter referred to as Model 1 and Model 2), the spring between the mass point (stool) and the nearest node on the vehicle floor is only a vertical component. They are combined to form a distributed dynamic vibration absorber.
[0027]
In this simulation, when multiple vibration modes of the vehicle body affect the ride comfort, the tuning frequency is locally changed by using the dynamic vibration absorber, and vibrations of multiple vibration modes are One of the purposes is to investigate the reduction effect. Therefore, the vehicle body that elastically supported the seat was tuned separately for the following (Model 1) and (Model 2):
(Model 1) All seat resonance points are tuned to mode 1 (that is, mode natural frequency f ₁ = 8.9 Hz).
(Model 2) The seat at the center of the vehicle body (4th to 9th rows) with relatively large amplitude in mode 1 is tuned to 8.9 Hz, and the front portion with relatively large amplitude in mode 2 (1st to 3rd rows) And tune the stool of the rear (10th to 12th rows) to 15.3 Hz.
[0028]
When tuning a dynamic vibration absorber,
f = (2π) ⁻¹ (k / m _s ) ^1/2
Based on the above, the spring constant k was determined. In this case, f = 8.9 in mode 1 and f = 15.3 in mode 2. Furthermore, as described above, the seat mass m _s = 72.
[0029]
FIG. 9 shows the results of this simulation. The graph of FIG. 9 shows the three FEM models described above, ie,
(Model 0) A model of the current vehicle body with a fixed seat (dotted line in the figure: no dynamic vibration absorber),
(Model 1) A model in which all seat resonance points are tuned to mode 1 (dotted line graph: when mode 1 is a vibration control target),
(Model 2) Tuning the seat at the center of the vehicle body (4th to 9th rows) to 8.9 Hz, and setting the seat at the front (1st to 3rd rows) and rear (10th to 12th rows) to 15.3 Hz Tuned model (solid graph in the figure: when mode 1 and mode 2 are subject to vibration suppression),
Fig. 5 shows the result of obtaining FRF for vibration acceleration on the floor with respect to displacement excitation from the wheel axis position. In the actual simulation, the observation point of acceleration is set on the floor surface at the position where the front row, the center row, and the last row of seats are attached, but FIG. 9 shows the result of only the center row.
[0030]
From the results shown in FIG. 9, when the above-mentioned (model 1) tuning is performed (dotted line graph in FIG. 9), the above-described (model 0) dynamic vibration absorber is not present (dotted line in FIG. 9). In comparison with the graph of FIG. 5, the peak in the vicinity of 9 Hz of the FRF is pushed down, and a vibration reducing effect is obtained. On the other hand, when the tuning of (Model 2) described above is performed (the solid line graph in FIG. 9), the reduction width of FRF near 9 Hz is smaller than that of (Model 1), but the magnitude of FRF near 15 Hz. It can be seen that is significantly reduced. Therefore, by using the distributed dynamic vibration absorber proposed this time, it is possible to further improve the ride comfort compared to the single mode only by performing vibration suppression targeting multiple vibration modes. It is thought that there is.
[0031]
In addition, the same confirmation was performed also in the location where the dynamic vibration absorber is not installed. As a result, the same tendency as the position where the stool is attached was also observed at the position just above and in the center of the front and rear carriages on the vehicle body center line (on the passage).
[0032]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, it is possible to provide a method that can reduce vehicle body elastic vibration without significantly increasing the vehicle body weight. Alternatively, it is possible to provide a railway vehicle that can realize a dynamic vibration absorption effect using a seat at the time of empty seat. When selecting the natural frequency of the dynamic vibration absorber by changing the mass of the frame or the rigidity of the elastic support in accordance with the frequency of vibration generated at each part of the vehicle body, Vibration can be reduced in accordance with the elastic vibration mode (particularly, the main natural vibration mode that is considered to adversely affect the ride comfort).
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic side view showing a vehicle body and a seat of a railway vehicle according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a model diagram showing a vehicle body and a seat of the railway vehicle.
FIG. 3 is an enlarged view showing a structure of a floor-seat connection portion (when empty seats) of the railway vehicle.
FIG. 4 is an enlarged view showing a structure (when seated) of a floor-seat connection portion of the railway vehicle.
FIG. 5 is a graph showing the results of a simulation for reducing elastic vibration of a railway vehicle according to the present invention.
FIG. 6 is a schematic side view showing a vehicle body and a mounting body of a railway vehicle according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 7 is a diagram showing an FEM model (when frequency f ₁ = 8.9 Hz) of a vehicle body of a railway vehicle according to the present embodiment. (A) is a model figure which shows the shape before a deformation | transformation, (B) is a model figure which shows the shape after a deformation | transformation.
FIG. 8 is a diagram showing an FEM model (when frequency f ₂ = 15.3 Hz) of a vehicle body of a railway vehicle according to the present embodiment. (A) is a model figure which shows the shape before a deformation | transformation, (B) is a model figure which shows the shape after a deformation | transformation.
FIG. 9 is a graph showing a result of simulation using the FEM model according to the present embodiment.
[Explanation of symbols]
H Passenger 10 Car body 11 Roof 13 Floor 15 Seat 15X Seat leg member 15A Seat leg lower surface 16 Leg 21 Bolt 21A Shaft 23 Nut 25 Spring 30 Air conditioner unit 31a, 31b Transformer 32 Shelf 40, 41a, 41b, 41, 42, 45 Spring

Claims (1)

乗客の座る腰掛の配列された車体床を備える鉄道車両であって、
前記車体床と前記腰掛との間に介在された、弾性体又は粘弾性体からなる弾性支持体と、
前記腰掛に乗客が着座した場合に前記弾性支持体の動きがロックされるロック機構と、
を備えることを特徴とする鉄道車両。A railway vehicle having a vehicle body floor on which a passenger sits and is arranged,
An elastic support made of an elastic body or a viscoelastic body, interposed between the vehicle body floor and the seat;
A lock mechanism that locks the movement of the elastic support when a passenger is seated on the seat;
A railway vehicle comprising:

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