(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
加振手段を備えた振動台の応答を評価する方法であって、上記加振手段を周波数依存性のある複素ばねに置換することによって上記振動台をモデル化し、かつ加振目標信号に比例する仮想的な加振力信号を想定して、上記振動台に作用する上記加振力信号と上記振動台との動的釣合関係式を求め、当該動的釣合関係式に基づいて、上記振動台の応答を得ることを特徴とする振動台の応答評価方法。
【請求項２】
複数の上記加振手段を備えた上記振動台の応答を評価するに際して、上記複数の加振手段を、上記振動台の重心位置に作用する複合効果としての複素ばねに置換することにより、上記振動台をモデル化することを特徴とする請求項１に記載の振動台の応答評価方法。
【請求項３】
加振手段を備えた振動台の特性を評価する方法であって、上記加振手段を周波数依存性のある複素ばねに置換することによって上記振動台をモデル化し、次いで、加振目標信号に比例する仮想的な加振力信号を想定して、当該加振力信号と上記振動台との動的釣合関係式を求め、さらに上記振動台への異なる複数の搭載負荷に対する加振実験を行い、これらによって得られた上記振動台の応答と上記動的釣合関係式とに基づいて、上記振動台の上記特性を得ることを特徴とする振動台の特性評価方法。
【請求項４】
複数の上記加振手段を備えた上記振動台の特性を評価するに際して、上記複数の加振手段を、上記振動台の重心位置に作用する複合効果としての複素ばねに置換することにより、上記振動台をモデル化することを特徴とする請求項３に記載の振動台の特性評価方法。
【請求項５】
上記加振実験を、無荷重と、一の搭載荷重との２種類の搭載負荷に対して行うことを特徴とする請求項３または４に記載の振動台の特性評価方法。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、各種試験体に対する加振実験に用いられる振動台の応答評価方法および特性評価方法に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、高層ビルや免震・制振構造物等の各種構造物を設計するに際しては、事前に上記構造物の試験体を製作し、これを振動台上に載置して、観測された地震波の加速度や変位等に対応した所定の加振目標信号によって、上記試験体が塑性変形するまで加振することにより、上記構造物の耐震強度や安全性等を評価している。
【０００３】
ところで、このような振動台による試験体の加振実験を行う場合に、所定の上記加振目標信号を振動台の加振手段やその制御装置に入力しても、振動台自体の特性や、試験体が塑性変形することによる振動台との相互作用効果等に起因して、所望の加振波形が再現されないという問題点があった。このため、従来においては、予め上記試験体を振動台上に搭載した状態で試加振を行い、この際の振動台の応答を計測して、上記加振目標信号に対する応答の伝達関数を評価し、その逆伝達関数を用いて予め加振目標信号を補正する、いわゆる入力補償が行われていた。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記従来の入力補償による方法にあっては、試験体特性が線形であることを前提としているために、当該試験体特性が非線形性を有する場合には、ある加振レベルでの入力補償により加振目標信号を補正しても、加振レベルを上げて加振すると、試験体特性が変化する結果、加振目標信号と振動台応答との間にずれが生じ、よって所望の加振実験を行うことができないという問題点があった。
【０００５】
これに対して、従来の他の入力補償による加振実験方法として、上記振動台上に試験体を搭載して加振実験を行うとともに、これと並行して振動台を駆動制御する際の外乱となる上記試験体からの反力をリアルタイムに計測し、これを補償信号としてフィードバックする反力補償法が知られているが、この反力補償法によっては、機構や制御系が複雑になるうえに、周波数領域によっては、補償の効果が異なるために、幅広い周波数領域での加振実験を行うことが困難であるという問題点があった。
【０００６】
そこで、予め振動台をモデル化し、数値解析によって上記振動台の応答を評価することにより、実験時に所望の加振波形が得られる加振信号を設定して、上記試験体を搭載した加振実験を行う方法が模索されている。
このように事前に振動台をモデル化して、その応答および特性を把握しようとする場合には、上記振動台を構成する加振手段、例えば油圧式の振動台においては、油圧アクチュエータやサーボ弁等の特性や、当該振動台の加速度・速度・変位のフィードバック制御系の特性等を忠実にモデル化することが望ましい。
【０００７】
一般に、上記振動台システムでは、当該振動台の運動を制御して目標応答を達成するため、主として変位・速度・加速度フィードバックや、更に差圧のマイナーフィードバックを加えた制御系が用いられている。
図１は、静圧継手を有する加速度制御系の一軸振動台におけるブロック線図を示すもので、この振動台は、例えば振動台質量：１０００ｋｇ、最大振幅：±５０ｍｍ、最大加速度：±３Ｇ（供給油圧：１４０ｋｇ／ｃｍ2 ）の性能を有する電気油圧式振動台であり、また上記静圧継手は、２軸や３軸振動台に適用する場合に、加振軸間のストロークを低減するために使用される。
【０００８】
図１において、
Ａｐ：加振機ピストンの受圧面積、    ｂａ：上記ピストン側粘性抵抗係数、
ｂｔ：振動台側粘性抵抗係数、        ｉ：サーボ弁の入力電流、
ｃ＝Ｖ／２κ（ここで、Ｖ：シリンダ片側体積、κ：作動油の体積弾性係数）、
Ｄ：静圧継手の減衰係数、            Ｋ：静圧継手の静剛性、
ｆ：加振力、                        Ｋａ：加速度フィードバックゲイン、
Ｋｖ：速度フィードバックゲイン、    Ｋｙ：変位フィードバックゲイン、
ｋｉ：サーボ弁の流量ゲイン、        Ｋｓ：サーボアンプゲイン、
ｋｐ：サーボ弁の内部もれによる出力流量の減少率、
Ｒ：シリンダおよびバイパス回路のもれ流量係数
Ｐｍ：シリンダ差圧、                Ｍａ：ピストン側流量、
Ｍｔ：振動台側質量、                ｙａ：ピストン変位、
ｙｔ：振動台変位、                  Ｒ（ｓ）：加速度指令信号である。
【０００９】
このようなブロック線図から、ラプラス変換領域における振動台の運動方程式は、下記（１）式のように記述することができる。
【式１】
0004010207.tif 000002
【００１０】
上記（１）式において、加振力ｆは、下記（２）式のように表すことができる。
【式２】
0004010207.tif 000003
【００１１】
したがって、理論的には、これら（１）式および（２）式によって当該一軸振動台の応答を評価することができることになる。
しかしながら、実際には、上記振動台における各構成要素の諸特性等の諸元が得られた場合においても、数学的に上記（１）式および（２）式を直接解くためには、高階の微分方程式を逐次解かなければならないという難しさがあり、さらに現実的には上記諸特性やフィードバック制御系の性能設定方法の全てを把握すること自体が困難であるという問題点があった。
【００１２】
本発明は、かかる事情に鑑みてなされたもので、振動台をモデル化し、数値解析によって容易に当該振動台の応答を評価することができる振動台の応答評価方法、さらには、仮に振動台の構成要素の諸特性等が不明である場合においても、簡易な方法によって、これまで把握することが難しかった振動台の特性を確実に得ることができ、よって高い精度による加振実験を行うことが可能となる振動台の特性評価方法を提供することを目的とするものである。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の本発明に係る振動台の応答評価方法は、加振手段を備えた振動台の応答を評価する方法であって、上記加振手段を周波数依存性のある複素ばねに置換することによって上記振動台をモデル化し、かつ加振目標信号に比例する仮想的な加振力信号を想定して、上記振動台に作用する上記加振力信号と上記振動台との動的釣合関係式を求め、当該動的釣合関係式に基づいて、上記振動台の応答を得ることを特徴とするものである。
【００１４】
ここで、請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において複数の加振手段を備えた上記振動台の応答を評価するに際して、上記複数の加振手段を、上記振動台の重心位置に作用する複合効果としての複素ばねに置換することにより、上記振動台をモデル化することを特徴とするものである。
【００１５】
また、請求項３に記載の本発明に係る振動台の特性評価方法は、加振手段を備えた振動台の特性を評価する方法であって、上記加振手段を周波数依存性のある複素ばねに置換することによって上記振動台をモデル化し、次いで、加振目標信号に比例する仮想的な加振力信号を想定して、当該加振力信号と上記振動台との動的釣合関係式を求め、さらに上記振動台への異なる複数の搭載負荷に対する加振実験を行い、これらによって得られた上記振動台の応答と上記動的釣合関係式とに基づいて、上記振動台の上記特性を得ることを特徴とするものである。
【００１６】
この際に、請求項４に記載の発明は、請求項３に記載の発明において複数の加振手段を備えた上記振動台の特性を評価するに際して、上記複数の加振手段を、上記振動台の重心位置に作用する複合効果としての複素ばねに置換することにより、上記振動台をモデル化することを特徴とするものであり、さらに請求項５に記載の発明は、請求項３または４に記載の加振実験を、無荷重と、一の搭載荷重との２種類の搭載負荷に対して行うことを特徴とするものである。
なお、請求項３〜５のいずれかに記載の発明において、加振実験により得られた振動台の応答とは、当該加振実験によって得られた振動台の変位、速度あるいは加速度をいう。
【００１７】
【発明の実施の形態】
本実施形態の振動台の応答評価方法においては、振動台の特性が、例えば加振手段が油圧式の振動台である場合に、油圧アクチュエータやサーボ弁等の各種構成要素の諸特性やフィードバック制御系の特性により、加振周波数に対する依存性を有するものと考えられる。そこで、上記加振手段を周波数依存性のある複素ばねに置換することによって上記振動台をモデル化することに特徴がある。
以下、これを一実施形態として具体的に示せば、上述した（１）式に（２）式を代入するとともに、下記（３）式および（４）式に示すように、Ｋ´（ｓ）およびＧ（ｓ）を用いて整理すると、（５）式に示す振動台の動的釣合関係式が得られる。
【００１８】
【式３】
0004010207.tif 000004
【式４】
0004010207.tif 000005
【００１９】
【式５】
0004010207.tif 000006
この（５）式は、周波数依存性を有する複素ばねＫ´（ｓ）を持つ質量Ｍｔの振動台に、加振力ｆ＝Ｇ（ｓ）Ｒ（ｓ）が作用していると見なすことができる。すなわち、加振目標信号Ｒ（ｓ）に対して、（４）式の伝達関数Ｇ（ｓ）を掛けることにより、上記加振目標信号Ｒ（ｓ）に比例する仮想的な加振力信号Ｇ（ｓ）Ｒ（ｓ）を想定し、この力が複素ばねＫ´（ｓ）を有する質量Ｍｔの振動台に作用した結果として当該振動台の応答を評価することができる。
【００２０】
ここで、Ｋ（ｓ）およびＧ（ｓ）は、（３）式および（４）式に見られるように、振動台の各構成要素の諸特性やフィードバック制御系の特性から得られる諸元のみによって決定されるために、これらが既知である場合に、容易に当該振動台の応答を評価することができる。
また、上記振動台が複数の加振手段を有する場合には、これら複数の加振手段を、上記振動台の重心位置に作用する複合効果としての複素ばねに置換することにより、同様にして容易に上記振動台をモデル化してその応答を評価することが可能になる。
【００２１】
次に、図２〜図１１に基づいて、本発明に係る振動台の特性評価方法の一実施形態について説明する。
本実施形態は、特に上記振動台の各構成要素の諸特性やフィードバック制御系の特性の一部が把握できない場合においても、当該振動台の特性評価を行うことが可能となる方法である。
【００２２】
先ず、本実施形態においても、振動台１の特性は、加振手段が油圧式の振動台である場合には、油圧アクチュエータやサーボ弁等の各種構成要素の諸特性やフィードバック制御系の特性により、加振周波数に対する依存性を有するものと考えられるため、図２に示すように、上記加振手段（アクチュエータ）を、周波数依存性を持つ複素ばねＫv （ｉω）およびＫH （ｉω）によってモデル化する。ここで、Ｋv （ｉω）は上下方向の複素ばねであり、ＫH （ｉω）は水平方向の複素ばねである。
【００２３】
ここで、上下方向の複素ばねＫv （ｉω）についての評価方法について説明すると、試験体に対する加振実験時に、本来的に振動台１において生じさせたい加振信号を加振目標信号ＲV （ｉω）とした場合に、この加振目標信号ＲVI（ｉω）に比例し、かつ振動台１の運動の影響を受けない仮想的なアクチュエーター加振力信号（以下、加振力信号と略す。）ＦV （ｉω）を想定する。すると、無負荷時におけるこれら加振目標信号ＲVI（ｉω）と加振力信号ＦV （ｉω）との関係は、（６）式のように表される。ここで、Ｇ0 （ｉω）は、加振目標信号ＲVI（ｉω）と加振力信号ＦV （ｉω）との伝達関数である。
【式６】
0004010207.tif 000007
【００２４】
そして、（６）式により、上下方向加振時の無負荷時の振動台１の重心位置における振動台１の応答と、上記加振力信号ＦV （ｉω）との動的釣合関係式は、下記（７）式のように表すことができる。
【式７】
0004010207.tif 000008
ここで、ｍt は振動台１の重量、Ｚ0 （ｉω）は振動台１の重心における上下方向応答変位である。
【００２５】
次に、（７）式と同様にして、重量Ｍの重錘２を設置した場合の振動台１の重心位置における振動台１の応答と、上記加振力信号ＦV （ｉω）との動的釣合関係式は、振動台１の重心における上下方向応答変位をＺM （ｉω）とすると、下記（８）式のように表すことができる。ただし、この場合には、加振目標信号ＲVI（ｉω）の大きさを、無負荷時に比べてα倍している。なお、（８）式において、α＝１、すなわち同一の加振目標信号ＲVI（ｉω）である場合も含む。
【式８】
0004010207.tif 000009
【００２６】
そして、（７）式および（８）式により、振動台１の上下方向の複素ばねＫv （ｉω）は、下式（９）により評価することができる。
【式９】
0004010207.tif 000010
上記（９）式は、振動台１の無負荷時および重錘２搭載時における上下方向の変位Ｚ0 （ｉω）、ＺM （ｉω）の周波数応答を実験によって計測することにより、上記上下方向の複素ばねＫv （ｉω）が評価できることを示している。
【００２７】
次に、水平方向の複素ばねＫH （ｉω）についての評価方法について説明すると、上下方向の場合と同様に、試験体に対する加振実験時に、本来的に振動台１において生じさせたい加振信号を加振目標信号ＲHI（ｉω）とした場合に、この加振目標信号ＲHI（ｉω）に比例し、かつ振動台１の運動の影響を受けない仮想的な加振力信号ＦH （ｉω）を想定する。この結果、無負荷時におけるこれら加振目標信号ＲHI（ｉω）と加振力信号ＦH （ｉω）との関係は、（１０）式のように表される。ここで、Ｇ1 （ｉω）は、加振目標信号ＲHI（ｉω）と加振力信号ＦH （ｉω）との伝達関数である。
【００２８】
【式１０】
0004010207.tif 000011
また、上下方向の複素ばねＫV （ｉω）から、振動台１の重心に対する回転方向の複素ばねＫθ（ｉω）は、下記（１１）式のように評価することができる。
【式１１】
0004010207.tif 000012
ここで、Ｌは振動台１の重心から上下方向アクチュエータの取付位置までの水平距離を示すものである。
【００２９】
上記（１１）式の回転方向の複素ばねＫθ（ｉω）を用い、振動台１の重心廻りの回転慣性をＩt 、振動台１の重心の水平方向応答変位をＸ0 （ｉω）、振動台１の重心の回転方向応答変位をΘ0 （ｉω）、水平加振力の作用位置と振動台１の重心とのずれを表す係数をβ（ずれがない場合はβ＝０）とすると、水平方向加振時の無負荷時の振動台１の重心位置における振動台１の応答と、上記加振力信号ＦH （ｉω）との動的釣合関係式は、下記（１２）式のように表すことができる。
【式１２】
0004010207.tif 000013
【００３０】
次に、重量Ｍの重錘２を設置した場合の振動台１の重心位置における振動台１の応答と、上記加振力信号ＦH （ｉω）との動的釣合関係式は、振動台１の重心の水平方向応答変位をＸM （ｉω）、振動台１の重心の回転方向応答変位をΘM （ｉω）とすると、同様に下記（１３）式のように表すことができる。ただし、この場合には、加振目標信号ＲHI（ｉω）の大きさを、無負荷時に比べてα倍している。なお、（１３）式において、α＝１、すなわち同一の加振目標信号ＲHI（ｉω）である場合も含む。
【式１３】
0004010207.tif 000014
【００３１】
ここで、ＩH （ｉω）は重錘２から振動台１の重心に作用する水平方向慣性力であり、Ｉθ（ｉω）は重錘２から振動台１の重心に作用する回転方向慣性力であり、それぞれ重錘２と振動台１の上下方向重心との距離をＨとすると、下記（１４）式および（１５）式のように表すことができる。
【式１４】
0004010207.tif 000015
【式１５】
0004010207.tif 000016
【００３２】
次いで、上記（１４）式および（１５）式を（１３）式に代入して整理すると、下記（１６）式が得られる。
【式１６】
0004010207.tif 000017
【００３３】
そして、この（１６）式と、上記（１２）式とから、下記（１７）式および（１８）式を得ることができ、これら（１７）式および（１８）式により、振動台１の無負荷時および重錘２搭載時における水平方向の変位Ｘ0 （ｉω）、ＸM （ｉω）および回転方向応答変位をΘ0 （ｉω）、ΘM （ｉω）を実験によって計測することにより、振動台１の水平方向の複素ばねＫH （ｉω）および振動台１の重心に対する回転方向の複素ばねＫθ（ｉω）を評価することができる。
【式１７】
0004010207.tif 000018
【式１８】
0004010207.tif 000019
【００３４】
そこで次に、上下方向および水平方向の複素ばねＫV （ｉω）およびＫH （ｉω）を評価するために、振動台１への異なる２つの搭載負荷に対する加振実験を行う。
ちなみに、本実施形態においては、無荷重時（無負荷時）および重錘搭載時における加振実験を行った。検討対象の振動台１の寸法および諸元は、図３および表１に示す通りである。また、本実施形態における加振実験は、水平方向および上下方向について、それぞれ正弦波ステップ加振とランダム波加振の２種類について行った。これら上下方向および水平方向の加振条件は、表２に示す通りである。
【００３５】
【表１】
0004010207.tif 000020
【００３６】
【表２】
0004010207.tif 000021
【００３７】
先ず、Ｃａｓｅ１とＣａｓｅ２の正弦波ステップ加振実験の結果から、各周波数毎に（９）式を用いて上下方向の複素ばねＫV （ｉω）を評価した。ちなみに、無負荷時および重錘搭載時の加振レベルの比は、α＝２５０／３００である。同様にして、Ｃａｓｅ３とＣａｓｅ４のランダム波加振実験結果の上下方向振動台応答変位の時刻歴データから、フーリエ変換により周波数応答を算定し、上下方向複素ばねＫV （ｉω）を評価した。この場合は、α＝１である。
図４は、正弦波ステップ加振実験による結果を示すものであり、図５は、ランダム波加振実験による結果を示すものである。
【００３８】
次いで、上記正弦波ステップ加振実験により得られた上下方向の複素ばねＫV （ｉω）の評価結果と前記（７）式とから加振力信号ＦV （ｉω）を計算することにより、加振目標信号ＲVI（ｉω）に対する加振力信号ＦV （ｉω）の伝達関数Ｇ0 （ｉω）を評価することができる。なお、上記加振力信号ＦV （ｉω）および伝達関数Ｇ0 （ｉω）の算出評価は、ランダム波加振実験の結果からも同様に得ることが可能である。
図６は、このようにして得られた伝達関数Ｇ0 （ｉω）の評価結果を、振幅で表わしたものであり、図７は位相の形式で表したものである。
【００３９】
次に、Ｃａｓｅ５とＣａｓｅ６の正弦波ステップ加振実験の結果から、各周波数毎に（１７）式を用いて水平方向の複素ばねＫH （ｉω）を評価した。ちなみに、無負荷時および重錘搭載時の加振レベルの比は、α＝４００／５００である。同様にして、Ｃａｓｅ７とＣａｓｅ８のランダム波加振実験結果の水平方向振動台応答変位の時刻歴データから、フーリエ変換により周波数応答を算定し、水平方向複素ばねＫH （ｉω）を評価した。この場合は、α＝１である。
図８は、正弦波ステップ加振実験による結果を示すものであり、図９は、ランダム波加振実験による結果を示すものである。
【００４０】
次いで、同様に、上記正弦波ステップ加振実験により得られた水平方向の複素ばねＫH （ｉω）の評価結果と前記（１２）式とから加振力信号ＦH （ｉω）を計算することにより、加振目標信号ＲHI（ｉω）に対する伝達関数Ｇ1 （ｉω）を評価することができる。なお、同様に、上記加振力信号ＦH （ｉω）および伝達関数Ｇ1 （ｉω）の算出評価は、ランダム波加振実験の結果からも同様に得ることが可能である。
図１０は、上記水平方向の加振実験により得られた伝達関数Ｇ1 （ｉω）の評価結果を、振幅で表わしたものであり、図１１は位相の形式で表したものである。
【００４１】
以上のように、上記振動台１の特性評価方法によれば、加振手段を周波数依存性のある複素ばねＫV （ｉω）、ＫH （ｉω）に置換することによって振動台１をモデル化し、次いで、加振目標信号ＲVI（ｉω）、ＲHI（ｉω）に比例し、かつ振動台１の運動の影響を受けない仮想的な加振力信号ＦV （ｉω）、ＦH （ｉω）を想定して、振動台１との動的釣合関係式（７）、（８）、（１２）、（１３）式を求め、さらに振動台１への異なる２つの搭載負荷に対する加振実験を行い、これらによって得られた振動台１の応答と関係式（９）、（１７）式とに基づいて、加振目標信号ＲVI（ｉω）、ＲHI（ｉω）に対する加振力信号ＦV （ｉω）、ＦH （ｉω）の伝達関数Ｇ0 （ｉω）、Ｇ1 （ｉω）を得ることができる。
【００４２】
この際に、図４と図５の対比および図８と図９との対比から、いずれもランダム波加振の結果に若干のばら付きは見られるものの、正弦波加振とランダム波加振の結果は良く対応しており、よって上記モデル化手法が妥当なことが実証されている。
したがって、上記特性評価方法によれば、簡易な方法により、これまで把握することが難しかった振動台の特性を容易かつ確実に得ることができ、よって高い精度による加振実験を行うことができる。
【００４３】
なお、上記実施の形態に示したように、試験体が線形の場合は、周波数領域で振動台１の加振手段を上下方向および水平方向の複素ばねＫV （ｉω）、ＫH （ｉω）によってモデル化し、各周波数毎の試験体応答を評価して、これを逆フーリエ変換することにより、試験体応答の時系列データを求めることができるが、試験体が非線形の場合には、時刻歴応答解析をする必要があるために、振動台１をモデル化するに際して、上下方向および水平方向の複素ばねを物理モデルに置換する必要がある。
【００４４】
このような方法としては、対象とする周波数範囲における複素ばねを近似できるようなモデル、例えば図１２に示す３要素モデル、図１３に示すような単位マクスウエルモデルを並列させた一般化マックスウエルモデル、図１４に示すような単位フォークトモデルを直列させた一般化フォークトモデル等を用いることができ、さらには粘弾性ダンパーの特性を近似するために使用される整数微分則、分数微分則等も用いることが可能である。
【００４５】
また、上記実施の形態においては、振動台１の加振実験を、無荷重と、一の搭載荷重との２種類の搭載負荷に対して行った場合に付いてのみ説明したが、これに限るものではなく、互いに異なる２つの搭載荷重によって行っても良く、さらには３以上の多数の搭載荷重で実施しても良い。ちなみに、このように多数の搭載荷重によって加振実験を行えば、振動台１の特性をより一層高い精度で得ることが可能になる。
【００４６】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１または２に記載の本発明に係る振動台の応答評価方法によれば、加振手段を備えた振動台の応答を評価するに際して、上記加振手段を周波数依存性のある複素ばねに置換することによって上記振動台をモデル化し、かつ加振目標信号に比例する仮想的な加振力信号を想定して、上記振動台に作用する上記加振力信号と上記振動台との動的釣合関係式を求め、当該動的釣合関係式に基づいて、上記振動台の応答を得るようにしている。この結果、従来のラプラス変換領域における振動台の運動方程式から、高階の微分方程式を逐次解いて応答を評価する困難さを回避し、既知である振動台の各構成要素の諸元やフィードバック制御系の特性を用いて、単純な解析モデルに基づいて容易に当該振動台の応答を評価することができる。
【００４７】
また、特に請求項３〜５のいずれかに記載の発明に係る振動台の特性評価方法によれば、振動台の加振手段を周波数依存性のある複素ばねに置換することによってモデル化し、次いで、加振目標信号に比例し、かつ振動台の影響を受けない仮想的な加振力信号を想定して、当該加振力信号と振動台との動的釣合関係式を求め、さらに振動台への異なる複数の搭載負荷に対する加振実験を行い、これらによって得られた振動台の応答と動的釣合関係式とに基づいて振動台の上記特性を得ているので、上述したフィードバック制御系の特性等が不知である場合においても、簡易な方法によって、これまで把握することが難しかった振動台の特性を容易かつ確実に得ることができ、よって高い精度の解析モデルを構築することができる。
【００４８】
この際に、特に請求項５に記載の発明のように、上記加振実験を無荷重と一の搭載荷重との２種類の搭載負荷に対して行うようにすれば、より一層容易に当該振動台の特性を得ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る振動台の応答評価方法の一実施形態における振動台の加速度制御系のブロック線図である。
【図２】本発明に係る振動台の特性評価方法の一実施形態における振動台のモデル化を示す図である。
【図３】振動台への搭載負荷に対する加振実験の条件を示す図である。
【図４】正弦波ステップ加振実験による上下方向複素ばねの評価結果を示すグラフである。
【図５】ランダム波加振実験による上下方向複素ばねの評価結果を示すグラフである。
【図６】上下方向の伝達関数の評価結果を振幅で示すグラフである。
【図７】上下方向の伝達関数の評価結果を位相で示すグラフである。
【図８】正弦波ステップ加振実験による水平方向複素ばねの評価結果を示すグラフである。
【図９】ランダム波加振実験による水平方向複素ばねの評価結果を示すグラフである。
【図１０】水平方向の伝達関数の評価結果を振幅で示すグラフである。
【図１１】水平方向の伝達関数の評価結果を位相で示すグラフである。
【図１２】複素ばねの物理モデルの一例である３要素モデルを示す図である。
【図１３】複素ばねの物理モデルの一例である一般化マックスウエルモデルを示す図である。
【図１４】複素ばねの物理モデルの一例である一般化フォークトモデルを示す図である。
【符号の説明】
１  振動台
２  重錘
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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