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user: 3. 高速列车半主动悬挂系统阻尼器技术的研究 作为半主动控制实现的载体，阻尼器技术近年来成为研究热点。目前应用最多的有液压阻尼器，电流变阻尼器和磁流变阻尼器等 [ 24 ] 。丁问司等 [ 25 ] 介绍了两种高速开关阀控制的高速列车横向半主动液压减振器，通过节流孔过流面积的调整来实现减振器阻尼力的控制，这种液压减振器由于价格低、抗污染能力强、高频响等特点，适合于恶劣的工况下工作。之后，在文献 [ 25 ] 中又设计了一种新型结构的电液控制阀，具有反比例功能的电液控制阀能够更好得满足高速列车减振器的功能，设计样机经过试验能够满足阀的功能和技术指标。胡均平等 [ 27 ] 设计了一种通过电液比例换向阀改变阻尼力的油压减振器，所设计的半主动减振器可以实现阻尼力的无级调节。在比例控制失效的情况下，通过比例阀油路并联的阻尼孔和溢流阀共同作用实现别人都能够减振器的功能。然而，阻尼介质油始终制约着使用性能和使用寿命的发展，为此，越来越多的国家和地区都将研究投向电流变和磁流变阻尼器 [ 28 ] ，其中磁流变阻尼器是近年来发展最为迅速的一种智能减振器。磁流变液是一种新型的智能材料，在外加磁场作用下，可在毫秒级时间内连续、可逆地从牛顿流体变为剪切屈服应力较高的粘塑性体。采用磁流变液制作的阻尼器具有结构简单、响应迅速、出力大和耗能小等特点。基于磁流变阻尼器的半主动悬挂系统可以根据轨道条件的不同随时调节阻尼力，达到与弹性元件的最佳匹配，以满足车辆平顺性和舒适性的要求，而且当控制电路部分失效时，磁流变阻尼器仍可以作为被动式阻尼器工作，具有fail-safe的特点，因此磁流变半主动悬挂系统有着良好的工程应用前景 [ 29 ] 。高国生等 [ 30 ] 建立了磁流变阻尼器的高速列车横向半主动悬挂系统模型，分析了半主动悬挂系统的稳定性。之后在文献 [ 31 ] 中，在对磁流变阻尼器的阻尼特性进行试验研究的基础上，提出了一种磁流变阻尼器数学模型，计算模型中的磁流变阻尼器阻尼力的表示形式如下： F = c 0 x ˙ + α z 其中滞变位移有下式子确定： z ˙ = − γ x ˙ z 2 − β x z 2 + A x ˙ − ρ z β ， γ ， ρ 和A是与滞后环形状有关的参数， c 0 为粘滞系数， α 为滞变位移系数。对不同的磁流变液，参数 c 0 ， α ， β ， γ 和A的取值是不同的。文章用优化方法确定了模型参数。 周洪涛等 [ 32 ] 在文献 [ 31 ] 的基础上研究了磁流变阻尼器的高速列车横向半主动悬挂系统的参数自适应模糊控制方法，研究证明该控制方法能明显减小高速列车横向振动的加速度，提高列车运行稳定性和舒适性。但磁流变半主动悬挂系统作为一个控制系统，控制时滞的存在是不可避免的。实际应用中，二系半主动悬挂控制系统中会出现一系列时滞因素。车体及构架的测量信号从传感器至控制器的传输时滞，由加速度信号经过积分运算得到速度信号的计算时滞，计算天棚阻尼力控制规律引起的计算时滞，控制量从控制计算机到可控阻尼器的传输时滞，可控阻尼器接受信号到阻尼器开始有输出的反应时滞，可控阻尼器输出阻尼力到有控制作用需要的时间。控制时滞对系统的稳定性有着重要的影响，有必要对其进行深入的研究。廖英英等 [ 33 ] 利用多体动力学技术和联合仿真的方法，对半主动开关控制和改进型开关控制中存在的时滞影响车辆动力学性能的问题进行了仿真分析，结论表明时滞对车辆横向动力学性能的影响较大，证实了时滞分析的必要性。杨明辉 [ 34 ] 对具有时滞环节的二系横向半主动悬挂机车仿真模型进行分析，研究了时滞对各种动力学指标的影响，说明时滞会恶化机车的动力学性能。西南交通大学的曾京教授等 [ 35 ] 对开关阻尼控制的铁道客车系统动力学性能进行了研究，分析了半主动减振器的时滞对客车系统临界速度和随机响应的影响。刘宏友等 [ 36 ] 的研究表明，系统时滞对半主动悬挂系统影响较大，与开关半主动模式相比，系统时滞对天棚半主动悬挂模式控制车体振动的效果影响较大。王月明 [ 37 ] 分析了悬挂控制系统的时滞对半主动悬挂系统和主动悬挂系统的不同影响。分析和仿真实验表明，半主动悬挂控制系统的时滞不影响系统的稳定性，但影响系统的响应性能。过大的系统时滞将使系统的响应加速度增大，平稳性变差，但不致使系统失稳。 振动控制系统中有关时滞动力学的问题主要有时滞消除和时滞利用两方面的问题，对时滞消除技术方面的理论研究成果较多。以上对高速列车半主动悬挂系统中时滞的处理大都是在假定系统中时滞量已知的前提下，讨论其消除方法，理论研究成果虽多，但在实验方面的研究较少。Liu等 [ 38 ] 对时滞反馈控制实验进行研究，实现了对双倒立摆四个平衡位置的镇定。加拿大的Campbell等 [ 39 ] 也在实验中验证了通过时滞反馈控制可以镇定单摆的稳定。Ohta和Murakami [ 40 ] 则通过对双摆控制中实施时滞补偿获得摆的稳定性。Chen等 [ 41 ] 在对时滞问题处理方法上是直接通过时滞微分方程设计时滞控制律，不但可以处理小时滞问题，而且还能处理大时滞问题以及多时滞问题。在时滞利用技术研究方面，则是忽略系统本身固有的时滞量，人为的在控制系统中引入时滞量，从而通过控制时滞量来提高系统的性能达到一定的控制效果。1992年，美国学者Olgac [ 42 ] 最早提出时滞减振技术。自Olgac教授等提出了时滞减振技术以来，减振技术的研究得到了一定的进展。Olgac教授领导的课题组经过十年的理论和实验研究，取得了线性系统时滞减振技术研究方面的理论依据 [ 43 ] [ 44 ] [ 45 ] [ 46 ] [ 46 ] 和实验结果 [ 48 ] [ 49 ] [ 50 ] 。该方法的主要思想是针对主系统设计一个带有时滞反馈的时滞共振器，该共振器是由质量、弹簧、阻尼器组成的一个带有反馈控制的吸振器结构。吸振器的振动控制方程如下： m a x ¨ a ( t ) + c a x ˙ a ( t ) + k a x a ( t ) + g x a ( t − τ ) = 0 其中 m a 代表吸振器的质量， c a 代表吸振器的阻尼， k a 代表吸振器的刚度， g x a ( t − τ ) 代表具有时滞的反馈控制项，g为反馈增益系数， τ 为时滞量。将该吸振器附加到主振动系统上，组成一个两自由度的质量、弹簧、阻尼振动系统。主系统在外激励的作用下产生振动，此时通过调节吸振器的反馈增益系数和时滞量，使得吸振器产生共振，将外激励的能量全部吸收，从而保证主系统不产生振动，因此该吸振器称之为时滞共振器。反馈增益系数和时滞量根据下式进行调节： g c = ± ( c a ω c ) 2 + ( m a ω c 2 − k a ) 2 τ c = 1 ω c { tan − 1 [ c a ω c m a ω c 2 − k a ] + 2 ( l − 1 ) π } ，       l = 1 ， 2 ， ⋅ ⋅ ⋅ 其中 ω c 为外激励频率， g c 和 τ c 为需要调节的反馈增益系数和阻尼系数。因为系统的振动微分方程是一个时滞微分方程，所以，采用时滞反馈减振技术需要研究系统的稳定性，确定系统能够稳定工作时的稳定性区间。 在非线性振动系统时滞减振技术的研究方面，Zhao等 [ 51 ] 考虑采用时滞和非线性因素的联合耦合作用来控制系统的振动，取得了非线性振动系统时滞减振技术的理论结果 [ 52 ] [ 53 ] [ 54 ] [ 55 ] 。非线性和时滞的联合作用增大了减振频带的宽度，反馈增益系数和时滞量都存在一定的调节区间，通过调节反馈增益系数和时滞两个控制参数能够抑制主系统的振动。