JPH06107174A - 鉄道車両の振動制御装置 - Google Patents
鉄道車両の振動制御装置Info
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- JPH06107174A JPH06107174A JP28559292A JP28559292A JPH06107174A JP H06107174 A JPH06107174 A JP H06107174A JP 28559292 A JP28559292 A JP 28559292A JP 28559292 A JP28559292 A JP 28559292A JP H06107174 A JPH06107174 A JP H06107174A
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- pressure
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Abstract
(57)【要約】
【目的】 比例制御弁の動作遅れを補償して、3〜10
Hz程度の中周波数の振動に対しても良好な振動制御が
できる鉄道車両の振動制御装置を提供する。 【構成】 車体と台車の間に設けた流体アクチュエー
タ、該流体アクチュエータを駆動する比例制御弁、車体
の振動を検知する検知計、該検知計の出力から比例制御
弁への制御入力を決定する制御器から構成され、車体に
発生する振動を能動的に制御する機能を有する鉄道車両
の振動制御装置において、流体アクチュエータ3の圧力
を検知し、その検知出力により比例制御弁21の動作遅
れなどに起因する振動制御性能の低下を補償する圧力補
償器23を付加した振動制御装置である。 【効果】 サーボ弁より安価な比例制御弁を用いて鉄道
車両の良好な振動制御ができる。
Hz程度の中周波数の振動に対しても良好な振動制御が
できる鉄道車両の振動制御装置を提供する。 【構成】 車体と台車の間に設けた流体アクチュエー
タ、該流体アクチュエータを駆動する比例制御弁、車体
の振動を検知する検知計、該検知計の出力から比例制御
弁への制御入力を決定する制御器から構成され、車体に
発生する振動を能動的に制御する機能を有する鉄道車両
の振動制御装置において、流体アクチュエータ3の圧力
を検知し、その検知出力により比例制御弁21の動作遅
れなどに起因する振動制御性能の低下を補償する圧力補
償器23を付加した振動制御装置である。 【効果】 サーボ弁より安価な比例制御弁を用いて鉄道
車両の良好な振動制御ができる。
Description
【0001】
【産業上の利用分野】この発明は、鉄道車両の車体に発
生する振動の抑制に適した鉄道車両の振動制御装置に関
する。
生する振動の抑制に適した鉄道車両の振動制御装置に関
する。
【0002】
【従来の技術】鉄道車両の車体に発生する振動を抑制す
る方法としては、車体と台車の間に振動方向に合わせて
流体アクチュエータを設置し、該車体の振動に対し逆位
相の制御力を発揮させるものが一般的である。従来の鉄
道車両の振動制御装置としては、特開昭56−1775
4号の「車両の振動制御装置」等が知られている。その
例を図12に示す。車体1と台車4の間に設置された流
体アクチュエータ3はサーボ弁5で駆動される。サーボ
弁5への制御入力は、前記車体1に設置された加速度検
知計6の出力を用いて図13に示す積分器9、位相補償
要素10、ゲイン要素11から構成される制御器7にて
決定される。制御器7を伝達関数表現すると次の第1式
のようになる。ただし、式中sはラプラス演算子、Kは
ゲイン、T1〜T4は位相補償の時定数である。
る方法としては、車体と台車の間に振動方向に合わせて
流体アクチュエータを設置し、該車体の振動に対し逆位
相の制御力を発揮させるものが一般的である。従来の鉄
道車両の振動制御装置としては、特開昭56−1775
4号の「車両の振動制御装置」等が知られている。その
例を図12に示す。車体1と台車4の間に設置された流
体アクチュエータ3はサーボ弁5で駆動される。サーボ
弁5への制御入力は、前記車体1に設置された加速度検
知計6の出力を用いて図13に示す積分器9、位相補償
要素10、ゲイン要素11から構成される制御器7にて
決定される。制御器7を伝達関数表現すると次の第1式
のようになる。ただし、式中sはラプラス演算子、Kは
ゲイン、T1〜T4は位相補償の時定数である。
【0003】
【数1】
【0004】サーボ弁5は図14に示すような構造から
なる。入力電流によりトルクモータ12が回転すると、
フラッパ13の移動によりノズル14の背圧が増減し、
スプール15が移動する。一方、スプール15の変位
は、フィードバックばね16を介してトルクモータ12
にフィードバックされるので、結局入力電流に比例して
スプール15は移動し、流体の供給および排出を制御す
ることになる。
なる。入力電流によりトルクモータ12が回転すると、
フラッパ13の移動によりノズル14の背圧が増減し、
スプール15が移動する。一方、スプール15の変位
は、フィードバックばね16を介してトルクモータ12
にフィードバックされるので、結局入力電流に比例して
スプール15は移動し、流体の供給および排出を制御す
ることになる。
【0005】上記のごとく、サーボ弁は弁内部にサーボ
機構を有するため、高精度かつ高速な圧力制御や流量制
御ができる。しかし、サーボ弁は高精度に加工されてお
り汚染感度が高く構造が複雑なため高価で、かつ性能を
維持するのに大きな労力が必要である。
機構を有するため、高精度かつ高速な圧力制御や流量制
御ができる。しかし、サーボ弁は高精度に加工されてお
り汚染感度が高く構造が複雑なため高価で、かつ性能を
維持するのに大きな労力が必要である。
【0006】上記サーボ弁に対し、図15に示す比例流
量制御弁や図16に示す比例圧力制御弁などの比例制御
弁がある。これらの比例制御弁は、構造が比較的簡単で
価格も安価である。しかし、比例制御弁は、スプール1
5を駆動する比例ソレノイド20の応答性があまり高く
ないので、弁の応答時間はサーボ弁の0.5〜10ms
に比べて30〜100msと遅い。したがって、サーボ
弁を用いた場合に比べて3〜10Hz程度の中周波数の
振動に対する制御性が悪化する。
量制御弁や図16に示す比例圧力制御弁などの比例制御
弁がある。これらの比例制御弁は、構造が比較的簡単で
価格も安価である。しかし、比例制御弁は、スプール1
5を駆動する比例ソレノイド20の応答性があまり高く
ないので、弁の応答時間はサーボ弁の0.5〜10ms
に比べて30〜100msと遅い。したがって、サーボ
弁を用いた場合に比べて3〜10Hz程度の中周波数の
振動に対する制御性が悪化する。
【0007】
【発明が解決しようとする課題】上記のごとく、サーボ
弁は高精度かつ高速な圧力制御や流量制御ができるが、
構造が複雑で経済的に不利である。一方、比例制御弁
は、経済性や保守性の面では有利であるが、弁の動作遅
れに原因する中周波数の振動に対する制御性の低下が問
題となる。
弁は高精度かつ高速な圧力制御や流量制御ができるが、
構造が複雑で経済的に不利である。一方、比例制御弁
は、経済性や保守性の面では有利であるが、弁の動作遅
れに原因する中周波数の振動に対する制御性の低下が問
題となる。
【0008】この発明は、かかる現状に鑑みて、比例制
御弁の動作遅れを補償して、中周波数の振動に対しても
良好な振動制御ができるように圧力補償を備えた鉄道車
両の振動制御装置を提供するものである。
御弁の動作遅れを補償して、中周波数の振動に対しても
良好な振動制御ができるように圧力補償を備えた鉄道車
両の振動制御装置を提供するものである。
【0009】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するた
め、この発明の鉄道車両の振動制御装置は、車体と台車
の間に設置した流体アクチュエータ、該流体アクチュエ
ータを駆動する比例制御弁、前記車体の振動を検知する
検知計、該検知計の出力から前記比例制御弁への制御入
力を決定する制御器から構成され、前記車体に発生する
振動を能動的に制御する機能を有する鉄道車両の振動制
御装置において、前記流体アクチュエータ内の圧力を検
知し、該検知出力により前記比例制御弁の動作遅れなど
に起因する振動制御性能の低下を補償する圧力補償器を
付加したことを特徴とする。
め、この発明の鉄道車両の振動制御装置は、車体と台車
の間に設置した流体アクチュエータ、該流体アクチュエ
ータを駆動する比例制御弁、前記車体の振動を検知する
検知計、該検知計の出力から前記比例制御弁への制御入
力を決定する制御器から構成され、前記車体に発生する
振動を能動的に制御する機能を有する鉄道車両の振動制
御装置において、前記流体アクチュエータ内の圧力を検
知し、該検知出力により前記比例制御弁の動作遅れなど
に起因する振動制御性能の低下を補償する圧力補償器を
付加したことを特徴とする。
【0010】
【作用】この発明における圧力補償の概念を図2に基づ
いて説明する。流体アクチュエータ3に取付けられた比
例制御弁21は、該流体アクチュエータ3への流体の流
出入流量を制御することで、該流体アクチュエータ3の
内部圧力P1およびP2の差圧ΔPに基づく制御力を発生
させる。この際、圧力補償がないと比例制御弁21の動
作遅れにより、流体アクチュエータ3の内部圧力P1お
よびP2は圧力指令PR2およびPR2に追従しない。
いて説明する。流体アクチュエータ3に取付けられた比
例制御弁21は、該流体アクチュエータ3への流体の流
出入流量を制御することで、該流体アクチュエータ3の
内部圧力P1およびP2の差圧ΔPに基づく制御力を発生
させる。この際、圧力補償がないと比例制御弁21の動
作遅れにより、流体アクチュエータ3の内部圧力P1お
よびP2は圧力指令PR2およびPR2に追従しない。
【0011】そこで、圧力計22を用いて流体アクチュ
エータ3の内部圧力P1およびP2を検知し、圧力指令P
R1およびPR2との偏差PE1およびPE2を求める。そし
て、この偏差を零とするように、圧力補償器23で前記
比例制御弁21への補償入力U1およびU2を求める。こ
のようにすれば、比例制御弁21の動作遅れを補償する
ことができる。
エータ3の内部圧力P1およびP2を検知し、圧力指令P
R1およびPR2との偏差PE1およびPE2を求める。そし
て、この偏差を零とするように、圧力補償器23で前記
比例制御弁21への補償入力U1およびU2を求める。こ
のようにすれば、比例制御弁21の動作遅れを補償する
ことができる。
【0012】上記圧力補償器の設計においては、応答性
の改善と安定性の確保という互いに矛盾する仕様を同時
に満足させなければならない。ここでは、1つの例とし
て公知の制御理論であるH■制御理論を応用して上記の
仕様を満足する圧力補償器を設計する方法について説明
する。図2の圧力補償計を流体アクチュエータ3の内部
圧力P1とP2の差圧ΔPに関するブロック図に書き変え
ると、図3に示すようなフィードバック制御系となる。
ここで、制御対象24は図2の流体アクチュエータ3と
比例制御弁21の動特性をまとめたものとなる。
の改善と安定性の確保という互いに矛盾する仕様を同時
に満足させなければならない。ここでは、1つの例とし
て公知の制御理論であるH■制御理論を応用して上記の
仕様を満足する圧力補償器を設計する方法について説明
する。図2の圧力補償計を流体アクチュエータ3の内部
圧力P1とP2の差圧ΔPに関するブロック図に書き変え
ると、図3に示すようなフィードバック制御系となる。
ここで、制御対象24は図2の流体アクチュエータ3と
比例制御弁21の動特性をまとめたものとなる。
【0013】図3において、前記制御対象24の伝達関
数すなわち補償入力Uから流体アクチュエータの内部圧
力の差圧ΔPへの伝達関数をG(s)、前記圧力補償器
23の伝達関数すなわち圧力指令ΔPRと流体アクチュ
エータの内部圧力の差圧ΔPとの制御偏差ΔPEから補
償入力Uへの伝達関数をK(s)とし、次の第2式より
感度S(s)を、第3式により相補感度T(s)を定義
する。
数すなわち補償入力Uから流体アクチュエータの内部圧
力の差圧ΔPへの伝達関数をG(s)、前記圧力補償器
23の伝達関数すなわち圧力指令ΔPRと流体アクチュ
エータの内部圧力の差圧ΔPとの制御偏差ΔPEから補
償入力Uへの伝達関数をK(s)とし、次の第2式より
感度S(s)を、第3式により相補感度T(s)を定義
する。
【0014】
【数2】
【0015】
【数3】
【0016】感度S(s)は圧力指令ΔPRから制御偏
差ΔPEへの伝達関数であり、これが小さいほど圧力指
令に対する応答性は良くなる。一方、相補感度T(s)
は圧力指令ΔPRから差圧ΔPへの伝達関数であり、こ
れが小さいほど図3のフィードバック制御系はノイズな
どの外乱に対して安定である。しかし、感度S(s)と
相補感度T(s)との間には、次の第4式に示す関係が
成り立つので、両方を同時に小さくすることはできな
い。
差ΔPEへの伝達関数であり、これが小さいほど圧力指
令に対する応答性は良くなる。一方、相補感度T(s)
は圧力指令ΔPRから差圧ΔPへの伝達関数であり、こ
れが小さいほど図3のフィードバック制御系はノイズな
どの外乱に対して安定である。しかし、感度S(s)と
相補感度T(s)との間には、次の第4式に示す関係が
成り立つので、両方を同時に小さくすることはできな
い。
【0017】第4式 S(s)+T(s)=1
【0018】ここで、応答性が問題となるのは低周波数
領域であり、また安定性が問題となるのは高周波数領域
であることに注目すると、以下のようにして感度S
(s)および相補感度T(s)を小さくすることは可能
である。 低周波数では|S(jω)|は小さく、|T(jω)|
はほぼ1 高周波数では|S(jω)|はほぼ1、|T(jω)|
は小さく ここで、ωは角周波数、|A(jω)|は伝達関数A
(s)のゲインである。ただし、AはSまたはTを表
す。上記の仕様は、H■ノルム‖●‖■と呼ばれるもの
を導入することにより、次の第5式に示すように定式化
される。
領域であり、また安定性が問題となるのは高周波数領域
であることに注目すると、以下のようにして感度S
(s)および相補感度T(s)を小さくすることは可能
である。 低周波数では|S(jω)|は小さく、|T(jω)|
はほぼ1 高周波数では|S(jω)|はほぼ1、|T(jω)|
は小さく ここで、ωは角周波数、|A(jω)|は伝達関数A
(s)のゲインである。ただし、AはSまたはTを表
す。上記の仕様は、H■ノルム‖●‖■と呼ばれるもの
を導入することにより、次の第5式に示すように定式化
される。
【0019】
【数4】
【0020】伝達関数A(s)のH■ノルム‖A(s)
‖■はゲイン|A(jω)|のωに関する最大値に相当
するので、上記第5式が成り立つとき、全ての角周波数
において、以下の第6式が成り立っている。
‖■はゲイン|A(jω)|のωに関する最大値に相当
するので、上記第5式が成り立つとき、全ての角周波数
において、以下の第6式が成り立っている。
【0021】
【数5】
【0022】したがって、重み関数WS(s)およびWT
(s)を図4に示すゲイン特性を持つように設定し、第
5式を満たすような圧力補償器K(s)をH■制御設計
アルゴリズムで求めれば、感度S(s)および相補感度
T(s)は図5に示すようになり、上記の仕様を満たす
圧力補償器が設計できたことがわかる。上記のごとく、
比例制御弁の動作遅れを補償することにより、流体アク
チュエータ内の圧力を高精度にかつ高速に制御すること
ができる。
(s)を図4に示すゲイン特性を持つように設定し、第
5式を満たすような圧力補償器K(s)をH■制御設計
アルゴリズムで求めれば、感度S(s)および相補感度
T(s)は図5に示すようになり、上記の仕様を満たす
圧力補償器が設計できたことがわかる。上記のごとく、
比例制御弁の動作遅れを補償することにより、流体アク
チュエータ内の圧力を高精度にかつ高速に制御すること
ができる。
【0023】
実施例1 図6に示すように車体の中心回りに生じるヨーイングの
抑制を目的として、この発明による鉄道車両の振動制御
装置を実施した場合の一例を図1に示す。この実施例で
は、図12に示す振動制御装置におけるばね2の代わり
に空気ばね25を使用し、流体アクチュエータおよび比
例制御弁には複動形空気圧シリンダ26および比例流量
制御弁27〜30を用いている。なお、図中の符号の数
字に付けた添字fは前台車側を、rは後台車側を示す。
さらに、流体アクチュエータの負担を軽減するため、オ
イルダンパ32を複動形空気圧シリンダ26と並列に設
け、検知計として左右方向加速度計6、相対変位計33
および圧力計22を用いている。
抑制を目的として、この発明による鉄道車両の振動制御
装置を実施した場合の一例を図1に示す。この実施例で
は、図12に示す振動制御装置におけるばね2の代わり
に空気ばね25を使用し、流体アクチュエータおよび比
例制御弁には複動形空気圧シリンダ26および比例流量
制御弁27〜30を用いている。なお、図中の符号の数
字に付けた添字fは前台車側を、rは後台車側を示す。
さらに、流体アクチュエータの負担を軽減するため、オ
イルダンパ32を複動形空気圧シリンダ26と並列に設
け、検知計として左右方向加速度計6、相対変位計33
および圧力計22を用いている。
【0024】上記の検知計で検知された左右方向加速度
Y1f、Y1r、車体と台車の相対変位Y2f、Y2rおよび圧
力P1f、P2f、P1r、P2rはA/D変換装置34でディ
ジタル値に変換され、制御用コンピュータ35に入力さ
れる。この制御用コンピュータ35内では、まずヨー成
分演算器36で次の第7式によりヨー加速度Yy1および
ヨー相対変位Yy2を求める。
Y1f、Y1r、車体と台車の相対変位Y2f、Y2rおよび圧
力P1f、P2f、P1r、P2rはA/D変換装置34でディ
ジタル値に変換され、制御用コンピュータ35に入力さ
れる。この制御用コンピュータ35内では、まずヨー成
分演算器36で次の第7式によりヨー加速度Yy1および
ヨー相対変位Yy2を求める。
【0025】第7式 Yy1=(Y1f−Y1r)/2 Yy2=(Y2f−Y2r)/2
【0026】次に、ヨー制御器37で前記複動形空気圧
シリンダ26で発生させる制御圧力指令Pyを求め、前
記圧力計で検知された圧力値とから圧力補償器23で前
記複動形空気圧シリンダ26への補償入力U1f、U2f、
U1r、U2rを次の第8式で求める。
シリンダ26で発生させる制御圧力指令Pyを求め、前
記圧力計で検知された圧力値とから圧力補償器23で前
記複動形空気圧シリンダ26への補償入力U1f、U2f、
U1r、U2rを次の第8式で求める。
【0027】第8式 U1f=K(s)(P0+Py−P1f) U2f=K(s)(P0−Py−P2f) U1r=K(s)(P0−Py−P1r) U2r=K(s)(P0+Py−P2r)
【0028】ここで、K(s)は圧力補償器23の伝達
関数、P0は基準圧力である。最後に、制御弁入力演算
器38で各比例流量制御弁27、28、29、30への
入力を次の第9式で決定する。
関数、P0は基準圧力である。最後に、制御弁入力演算
器38で各比例流量制御弁27、28、29、30への
入力を次の第9式で決定する。
【0029】
【数6】
【0030】ただし、Ui0およびUo0は、それぞれ給気
弁および排気弁への基準入力である。各比例流量制御弁
への入力値はD/A変換装置39でアナログ値に変換さ
れたのち、各比例流量制御弁に入力される。
弁および排気弁への基準入力である。各比例流量制御弁
への入力値はD/A変換装置39でアナログ値に変換さ
れたのち、各比例流量制御弁に入力される。
【0031】前記ヨー制御器37の設計にはH■制御理
論を適用する。図7に示す制御系を構成し、軌道外乱W
からヨー加速度Yy1までの伝達関数をG(s)とする。
次に、第10式を満足するヨー制御器をH■制御設計ア
ルゴリズムで求める。なお、第10式におけるW(s)
は重み関数であり、以下の第11式のような関数を用い
た。
論を適用する。図7に示す制御系を構成し、軌道外乱W
からヨー加速度Yy1までの伝達関数をG(s)とする。
次に、第10式を満足するヨー制御器をH■制御設計ア
ルゴリズムで求める。なお、第10式におけるW(s)
は重み関数であり、以下の第11式のような関数を用い
た。
【0032】
【数7】
【0033】
【数8】
【0034】このとき、第10式は次の第12式と等価
であることがわかっており、G(s)をW(s)で規定
できることがわかる。
であることがわかっており、G(s)をW(s)で規定
できることがわかる。
【0035】
【数9】
【0036】一方、圧力補償器は、次の第13式に示す
比例ゲイン要素とした。
比例ゲイン要素とした。
【0037】第13式 K(s)=KP
【0038】圧力補償のない場合の圧力ステップ応答R
Aと圧力補償(KP=1)を行った場合の圧力ステップ応
答RBを比較して図8に示す。図8より、圧力補償によ
り応答が改善されていることがわかる。また、軌道外乱
からヨー加速度への伝達関数のゲイン線図を、制御なし
GO、制御あり(圧力補償なし)GA、制御あり(圧力補
償あり)GBとで比較して図9に示す。図9より、圧力
補償により制御弁の応答性が改善されるため、より広い
周波数範囲にわたり制御効果が現れていることがわか
る。
Aと圧力補償(KP=1)を行った場合の圧力ステップ応
答RBを比較して図8に示す。図8より、圧力補償によ
り応答が改善されていることがわかる。また、軌道外乱
からヨー加速度への伝達関数のゲイン線図を、制御なし
GO、制御あり(圧力補償なし)GA、制御あり(圧力補
償あり)GBとで比較して図9に示す。図9より、圧力
補償により制御弁の応答性が改善されるため、より広い
周波数範囲にわたり制御効果が現れていることがわか
る。
【0039】実施例2 実施例1における圧力補償器K(s)の設計に、先に述
べたH■制御理論を応用した方法を適用した場合につい
て説明する。図3における制御対象は、実際の対象にお
いては、二次遅れにむだ時間が加わった次の第14式の
伝達関数GP(s)で表される。一方、設計において
は、むだ時間のない第15式の伝達関数GM(s)で表
されるモデルを用いる。
べたH■制御理論を応用した方法を適用した場合につい
て説明する。図3における制御対象は、実際の対象にお
いては、二次遅れにむだ時間が加わった次の第14式の
伝達関数GP(s)で表される。一方、設計において
は、むだ時間のない第15式の伝達関数GM(s)で表
されるモデルを用いる。
【0040】
【数10】
【0041】
【数11】
【0042】したがって、設計された圧力補償器K
(s)は、第14式のGP(s)に対しても十分安定に
動作しなければならない。この目標を達成するために
は、第5式における相補感度に対する重みWT(s)を
次のようにして決めればよい。すなわち、モデルと実対
象のずれΔ(s)を第16式と定義したとき、|Δ(j
ω)|<|WT(jω)|となり、またWT(s)・GM
(s)がプロパー(伝達関数の分母と分子の次数が同じ
になること)となるようにWT(s)を決定すればよ
い。具体的には、WT(s)として次の第17式のよう
な二次進みを用いた。また、第5式における感度関数に
対する重みWS(s)として第18式の一次遅れを用い
た。
(s)は、第14式のGP(s)に対しても十分安定に
動作しなければならない。この目標を達成するために
は、第5式における相補感度に対する重みWT(s)を
次のようにして決めればよい。すなわち、モデルと実対
象のずれΔ(s)を第16式と定義したとき、|Δ(j
ω)|<|WT(jω)|となり、またWT(s)・GM
(s)がプロパー(伝達関数の分母と分子の次数が同じ
になること)となるようにWT(s)を決定すればよ
い。具体的には、WT(s)として次の第17式のよう
な二次進みを用いた。また、第5式における感度関数に
対する重みWS(s)として第18式の一次遅れを用い
た。
【0043】
【数12】
【0044】
【数13】
【0045】
【数14】
【0046】これらの重みを用いて、第5式を満たす圧
力補償器K(s)をH■制御設計アルゴリズムで求め
る。これをKHとする。実施例1の比例ゲインKPを用い
た場合の圧力ステップ応答RBと上記KHを用いた場合の
圧力ステップ応答RCを比較して図10に示す。図10
より、比例ゲインKPを用いた場合の圧力ステップ応答
RBに比べKHを用いた場合の圧力ステップ応答RCは、
より高速かつ安定な応答であることがわかる。また、軌
道外乱からヨー加速度への伝達関数のゲイン線図を、制
御なしGO、制御あり(圧力補償KP)GB、制御あり
(圧力補償KH)GCとで比較して図11に示す。この結
果より、応答性の改善により、さらに広い周波数範囲に
わたり制御効果が現れることがわかる。
力補償器K(s)をH■制御設計アルゴリズムで求め
る。これをKHとする。実施例1の比例ゲインKPを用い
た場合の圧力ステップ応答RBと上記KHを用いた場合の
圧力ステップ応答RCを比較して図10に示す。図10
より、比例ゲインKPを用いた場合の圧力ステップ応答
RBに比べKHを用いた場合の圧力ステップ応答RCは、
より高速かつ安定な応答であることがわかる。また、軌
道外乱からヨー加速度への伝達関数のゲイン線図を、制
御なしGO、制御あり(圧力補償KP)GB、制御あり
(圧力補償KH)GCとで比較して図11に示す。この結
果より、応答性の改善により、さらに広い周波数範囲に
わたり制御効果が現れることがわかる。
【0047】
【発明の効果】この発明によれば、圧力補償器の付加に
より、比例制御弁の動作遅れなどに起因する振動制御性
能の低下を補償することができ、サーボ弁より安価な比
例制御弁を用いて鉄道車両の良好な振動制御ができる。
より、比例制御弁の動作遅れなどに起因する振動制御性
能の低下を補償することができ、サーボ弁より安価な比
例制御弁を用いて鉄道車両の良好な振動制御ができる。
【図1】この発明の実施例1における鉄道車両の振動制
御装置の説明図である。
御装置の説明図である。
【図2】この発明における圧力補償の概念を示す説明図
である。
である。
【図3】図2の圧力補償を圧力差に関するフィードバッ
ク制御系として表したブロック図である。
ク制御系として表したブロック図である。
【図4】感度および相補感度に対する重み関数のゲイン
線図である。
線図である。
【図5】感度および相補感度のゲイン線図である。
【図6】車体に発生するヨーイングの説明図である。
【図7】ヨー制御系のブロック図である。
【図8】圧力ステップ応答を圧力補償なしの場合RAと
圧力補償あり(比例ゲインKP)の場合RBとで比較して
示すグラフである。
圧力補償あり(比例ゲインKP)の場合RBとで比較して
示すグラフである。
【図9】軌道外乱からヨー加速度への伝達関数のゲイン
線図で、制御なしの場合GO、制御あり(圧力補償な
し)の場合GA、制御あり(圧力補償KP)の場合GBと
で比較して示す。
線図で、制御なしの場合GO、制御あり(圧力補償な
し)の場合GA、制御あり(圧力補償KP)の場合GBと
で比較して示す。
【図10】圧力ステップ応答を圧力補償あり(比例ゲイ
ンKP)の場合RBと圧力補償あり(H■補償器KH)の
場合RCとで比較して示すグラフである。
ンKP)の場合RBと圧力補償あり(H■補償器KH)の
場合RCとで比較して示すグラフである。
【図11】軌道外乱からヨー加速度への伝達関数のゲイ
ン線図で、制御なしの場合GO、制御あり(圧力補償
KP)の場合GB、制御あり(圧力補償KH)の場合GCと
で比較して示す。
ン線図で、制御なしの場合GO、制御あり(圧力補償
KP)の場合GB、制御あり(圧力補償KH)の場合GCと
で比較して示す。
【図12】従来の鉄道車両の振動制御装置の一例を示す
説明図である。
説明図である。
【図13】従来の鉄道車両の振動制御装置における制御
器の一例を示す説明図である。
器の一例を示す説明図である。
【図14】サーボ弁の要部を示す断面図である。
【図15】比例流量制御弁の要部を示す断面図である。
【図16】比例圧力制御弁の要部を示す断面図である。
1 車体 2 ばね 3 流体アクチュエータ 4 台車 5 サーボ弁 6 加速度検知計 7 制御器 8 流体源 9 積分器 10 位相補償要素 11 ゲイン要素 12 トルクモータ 13 フラッパ 14 ノズル 15 スプール 16 フィードバックばね 17 供給ポート 18 排出ポート 19 負荷ポート 20 比例ソレノイド 21 比例制御弁 22 圧力計 23 圧力補償器 24 制御対象 25 空気ばね 26 複動形空気圧シリンダ 27,28,29,30 比例流量制御弁 31 空気源 32 オイルダンパ 33 変位計 34 A/D変換装置 35 制御用コンピュータ 36 ヨー成分演算器 37 ヨー制御器 38 制御弁入力演算器 39 D/A変換装置 添字f 前台車側 添字r 後台車側
Claims (1)
- 【請求項1】 鉄道車両の車体と台車間に設置した流体
アクチュエータ、該流体アクチュエータを駆動する比例
制御弁、前記車体の振動を検知する検知計、該検知計の
出力から前記比例制御弁への制御入力を決定する制御器
から構成され、前記車体に発生する振動を能動的に制御
する機能を有する鉄道車両の振動制御装置において、前
記流体アクチュエータ内の圧力を検知し、該検知出力に
より前記比例制御弁の動作遅れなどに起因する振動制御
性能の低下を補償する圧力補償器を付加したことを特徴
とする鉄道車両の振動制御装置。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP28559292A JPH06107174A (ja) | 1992-09-29 | 1992-09-29 | 鉄道車両の振動制御装置 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP28559292A JPH06107174A (ja) | 1992-09-29 | 1992-09-29 | 鉄道車両の振動制御装置 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPH06107174A true JPH06107174A (ja) | 1994-04-19 |
Family
ID=17693548
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP28559292A Pending JPH06107174A (ja) | 1992-09-29 | 1992-09-29 | 鉄道車両の振動制御装置 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPH06107174A (ja) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2011016441A (ja) * | 2009-07-08 | 2011-01-27 | Sumitomo Metal Ind Ltd | 鉄道車両の車体傾斜制御装置 |
WO2020031691A1 (ja) * | 2018-08-08 | 2020-02-13 | Kyb株式会社 | 鉄道車両用ダンパ |
-
1992
- 1992-09-29 JP JP28559292A patent/JPH06107174A/ja active Pending
Cited By (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2011016441A (ja) * | 2009-07-08 | 2011-01-27 | Sumitomo Metal Ind Ltd | 鉄道車両の車体傾斜制御装置 |
WO2020031691A1 (ja) * | 2018-08-08 | 2020-02-13 | Kyb株式会社 | 鉄道車両用ダンパ |
JP2020024006A (ja) * | 2018-08-08 | 2020-02-13 | Kyb株式会社 | 鉄道車両用ダンパ |
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