Figure 2 shows the semi-active cont

Figure 2 shows the semi-active control of a half-car vehicle model supported on a damper-controlled variable-spring-stiffness suspension system using a force generator. Figures 6 to 9 show the transmissibility curves of bounce and pitch of sprung mass both with and without wheel velocity feed-back. For lower mass ratios, when the wheel velocity feedback is not used, the peak transmissibility at the first resonance frequency reduces significantly, but it increases drastically at the second resonance frequency. When the velocity feedback is taken from the wheel, then the value at the first peak increases. This effect is visible in Figs 6 and 7. With the use of wheel velocity feedback, the peak value first increases and then damps out at higher mass ratios. This can be visualized in Fig. 8. It is clear from Fig. 9 that the pitch values are much less at the second peak with the use of wheel velocity feedback. Therefore, it can be concluded that the force generators can minimize the power required to control the damper.
Comparison between the transmissibility curves for a damper-controlled variable-spring-stiffness suspension and both control forces u and u1 are shown in Figs 10 to 17. At lower mass ratios m and lower damping ratios d, the peak transmissibility at the first resonance frequency increases, but it is the same at the second peak, as shown in Fig. 10. Figure 11 shows the pitch values. The amplitude ratio is less than the damper-controlled variable-spring-stiffness suspension at the first peak, but it is more at the second peak. Both the control forces u (dashed curve) and u1 (curve with open diamonds) give nearly the same results. Increasing the damping ratio reduces the amplitude of the control forces. This effect is shown in Figs 12 and 13. For higher mass ratios, the peak transmissibility of the control forces is slightly higher at the first peak and it coincides at the second peak in comparison with the damper-controlled variable-spring-stiffness as can be seen in Figs 14 to 17. The choice of the optional feedback gain is a compromise. For example, better sprung mass control can be achieved by increasing the gains. However, this reduces control of the other variables in the system, such as wheel hop. Therefore, choice of gain depends upon the design of the actuators. Very high values of gain cannot be utilized as this leads to an increase in consumption of power and further increases complexity.

結果 (中文) 1:

图 2 显示了使用力发电机阻尼器控制变量弹簧的刚度悬架系统支持半车模型的半主动控制。数字 6 到 9 显示反弹传递率曲线和球场的簧载质量加前后轮速度反馈。为较低的质量比，车轮速度反馈不使用时，第一共振频率峰值透过率降低，但它在第二个共振频率急剧增加。当速度反馈取自轮时，然后在第一次高峰值增大。这种效果是在无花果 6 和 7 中可见。用车轮速度反馈，峰值先增大，然后 damps 出在更高的质量比。这可以在图 8 中可视化。它是明确从图 9 的螺距值是在车轮速度反馈使用第二个峰要少得多。因此，可以得出结论力发电机可以最小化控制阻尼器所需的功率。阻尼器控制的变量弹簧的刚度悬架的传递率曲线和两个控制力，你和 u1 所示无花果 10 到 17 之间的比较。在较低的质量比 m 和低阻尼比 d，第一共振频率峰值透过率的增加，但它是相同的在第二个高峰期，如图 10 所示。图 11 显示的间距值。振幅比小于第一高峰，将阻尼器控制变量弹簧的刚度悬浮液，但它是更大的第二高峰。这两个控制部队 u （虚线曲线），u1 （曲线与开放钻石） 给几乎相同的结果。增加的阻尼比的控制力幅值显著降低。这种效应无花果 12 和 13 所示。为更高的质量比，峰值可传性的控制力是略高于第一峰值，它恰逢在第二个峰与阻尼器控制变量弹簧刚度可以看出在无花果 14 到 17。可选的反馈增益的选择是一种妥协。例如，可以通过更好地簧载质量控制增加收益。然而，这减少了其他变量控制在系统中，如车轮跳动。因此，选择增益取决于该致动器的设计。不能利用的增益很高的价值，因为这导致功率消耗增加，进一步增加了复杂性。

結果 (中文) 3:

图2显示了一个半主动控制的半车车辆模型的阻尼控制的可变弹簧刚度悬架系统使用的力发生器。图6到9显示反弹，簧载质量与无盘速度反馈场传递率曲线。对于低质量比，当不使用车轮速度反馈，在第一共振频率峰值透过率显著降低，但在第二共振频率大幅增加。当速度反馈是从车轮，然后在第一峰值的值增加。这种效果是可见的在图7和6。随着砂轮速度反馈的使用，峰值先增大后可在更高的质量比。这可以在图8中显示。从图9中很明显，在使用车轮速度反馈时，沥青的值要少得多。因此，可以得出结论，力发生器可以减少所需的功率控制的阻尼器。比较的传递率曲线之间的阻尼控制可变弹簧悬架刚度和控制力U和U1在图10至图17所示。在较低的质量比m和低阻尼比D，在第一共振频率增加的峰值传输率，但它是在第二峰值相同，如图10所示。图11显示了节值。振幅比小于阻尼器控制的变弹簧刚度悬架在第一峰值，但它是在第二峰值。无论是控制力U（虚线）和U1（开放钻石曲线）给出了几乎相同的结果。增加阻尼比减小控制力的振幅。此效果示于图12和13。更高的质量比，控制力的峰值透过率略高于第一峰，它正好在阻尼器控制可变弹簧刚度比较第二峰可以在图14至图17。选择反馈增益是一种折衷。例如，更好的质量控制，可以实现增加的收益。然而，这减少了在系统中的其他变量的控制，如轮跳。因此，选择的增益取决于致动器的设计。非常高的增益值不能被利用，因为这会导致功耗的增加，并进一步增加了复杂性。