乘坐舒适度

乘坐舒适度（共5篇）

乘坐舒适度 篇1

当我们乘汽车外出旅行时都有这样的体会, 碰到崎岖不平的路段, 车会颠簸得厉害, 影响到我们的舒适度。乘坐火车, 其实也存在类似的问题。铁路路基和公路一样, 也会因各种原因发生沉降, 使得钢轨的位置发生上下或左右的偏移。假如不及时调整, 我们会感到颠簸或摇晃, 不仅会影响到旅客乘坐火车的舒适度, 严重的还会影响行车安全。以前检测轨道的习惯做法, 靠的是人用肉眼贴着钢轨看, 其局限性十分明显。首先是夜间视线不好, 即使打上轨面灯也看不了多远;其次是即使看到了变形, 也难以准确获得数据, 只能凭经验估算, 工作效率十分低下, 尤其对长距离的轨道变形更难以检测出来。

最近, 有关专业机构研制出一种“新式武器”, 用来精确检测轨道状况, 从而测定出乘车的舒适度。其学名为轨道长波不平顺激光检测仪。

该检测仪自重仅17公斤, 便于携带及上道作业。检测仪工作时, 可依据便携式检测仪给出的重点路段, 进行精确定位。一般新建线路桥梁与路基接头处, 由于沉降不一致, 往往容易出现轨道上下不平整的情形, 而道岔部位比较容易出现左右偏移的情况。这些路段均是检测的重点。

检测时首先确定检测基准线, 将仪器密贴安置在基准部位的轨道上, 距离轨道上方30厘米处会发生一束激光, 投射在80米外的接受靶上, 以接受靶上读出的数据, 可以精确显示轨道状况。假如检测出轨道的不平顺或左右位移, 可以通知工务人员采取有效措施, 如是有砟轨道可进行捣固、无砟轨道可加垫片等方式进行调整, 确保旅客乘坐列车的舒适度。

这种新型检测仪的最大特点是可以进行长距离的检测。以往人工检测时, 长距离的轨道平顺程度根本无法观察, 加上一般铁路线列车速度慢, 对于长波的不平顺不是很敏感。如同样70米的距离, 普通列车开行时间在3秒钟以上, 而动车组开行只需1秒钟。假设70米距离内轨道上下有10毫米的变形, 乘坐一般线路列车不一定能感觉得出来, 而乘坐动车组列车就会感觉颠簸晃动而不舒适。

这种新型检测仪的测量工作范围每次可达100米以上, 其测量最大误差在100米内仅为1毫米, 可满足时速200～250公里高速铁路的测量精度要求。目前, 这种被称之为列车乘坐舒适度测量的新型检测仪, 已在国内大部分高速铁路线和提速铁路干线上得到应用。

改善乘坐舒适度的措施 篇2

在提高新干线速度时, 保证车辆的基本运行性能, 如高速时的减速性能和制动性能是极为重要的。但除此之外, 改善舒适度—运行速度高但不恶化乘坐舒适度—也是很重要的。

减振对保证车辆的乘坐舒适度是至关重要的。提高车辆乘坐舒适度的措施包括:对转向架技术参数 (悬挂参数) 进行改进, 采用主动控制, 对车体弹性振动和线路采取措施等, 上述措施都已经运用到既有车辆中。

但是, 随着运行速度的提高, 乘客对乘坐舒适度的要求也会更高, 故需要进一步改善车辆乘坐舒适度水平。

所以, 在改善下一代新干线高速车辆的乘坐舒适度过程中, FASTECH360高速试验列车 (E954系和E955系) 应用了一系列措施, 如转向架具有满意的被动性能、采用振动控制系统和车体倾摆控制系统等。可以在运行试验中检验上述措施所起的作用。根据以上研发成果, 现在正对下一代新干线车辆的基本技术参数进行确认。此外, 规定其最高运行速度为320km/h。

本文将介绍为改善新干线车辆乘坐舒适度而开展的有关研发概况。

2 乘坐舒适度的问题

在提高新干线速度时, 保证车辆在高速时的运行稳定性显然是极为重要的, 但是保证受车辆振动和加速度影响的乘坐舒适度水平也是很重要的。

改善乘坐舒适度所面临的问题及开发目标如下:

(1) 横向乘坐舒适度

控制车辆高速运行时的横向振动;

控制车辆在隧道内运行时的横向振动。

目标:不超过80 dB的横向乘坐舒适度水平。

(2) 垂向乘坐舒适度

控制高速运行时的垂向振动;

控制车体的弹性振动。

目标:不超过80 dB的垂向乘坐舒适度水平。

(3) 曲线通过性能 (车辆在曲线上运行时的乘坐舒适度)

车辆通过曲线时的横向稳态加速度;

车辆通过曲线时的侧滚振动。

目标:横向稳态加速度为0.9 m/s2或更小。

在解决上述问题的过程中, 进行了充分的预先确认。确认工作包括3部分:车辆运动仿真、东日本铁路集团研发中心转向架试验台 (图1) 的静态试验, 以及日本铁路技术研究所 (RTRI) 的车辆试验台试验。其中, RTRI的车辆试验台可以施加真实的轨道激励。

将在下一节中介绍预先确认的概况。

3 横向乘坐舒适度

为了改善新干线车辆的横向乘坐舒适度, 选择合适的转向架技术参数以降低车辆的横向振动是十分重要的。确定转向架的技术参数必须考虑轨道位移导致的车辆振动特性、空气动力学特性、高速运行稳定性以及其他情况。

特别地, 应当同时研究更为适宜的转向架技术参数和振动控制系统, 因为车体和转向架之间的减振器特性会因轨道位移以及空气动力作用的不同而不同。为了显著改善转向架的技术参数, 应当充分利用仿真分析手段、转向架试验台模拟实际线路的振动试验以及车辆试验台等试验手段。

3.1 转向架技术条件的改善

关于获得更适宜的转向架技术参数以降低横向振动, 开展了以下几个方面的研究工作:

(1) 改善轴箱的定位刚度;

(2) 改善抗蛇行减振器的特性;

(3) 改善横向减振器的特性。

研究目的是在保证车辆高速运行稳定性的同时, 改善车辆的横向乘坐舒适度。利用特征值法进行研究, 确定转向架的技术参数时, 其前提条件都是保证车辆能够稳定运行。仿真模型考虑了横向减振器安装节点和抗蛇行减振器安装节点的建模, 以及空气弹簧的建模等, 它们都会影响到车辆在高速运行时的稳定性。

3.1.1 改善轴箱定位刚度

由于抗蛇行减振器在车辆实际运行速度范围内对失稳区的轴箱悬挂刚度没有什么影响, 所以, 在对转向架进行特征值分析过程中没有考虑抗蛇行减振器。故利用轴箱纵向和横向定位刚度作为待优化参数以获得最优值。图2以等值图的形式给出了计算结果。

图2是由轴箱纵向和横向定位刚度共同决定的稳定限速区, 优化过程中以最高的可能速度作为最优值, 来确定刚度的实际取值范围。

在参数优化过程中, 建立了可以考虑定位刚度作用点因轴箱定位方式不同而不同的计算模型, 并探讨了轴箱水平定位刚度对运行稳定性的影响。

最终确定转向架的技术参数时, 考虑了抗蛇行减振器的影响。

3.1.2 改善抗蛇行减振器的特性

为了获得更好的抗蛇行减振器阻尼特性, 利用特征值分析方法研究了抗蛇行减振器对车辆运行速度的影响, 从而对车辆实际运行速度范围内的阻尼比进行了优化。图3给出了计算示例。

在特征值分析过程中发现, 阻尼比对车辆运行稳定性影响很大。阻尼比越大车辆的运行稳定性越好, 阻尼比为零时所对应的车辆运行速度即是蛇行临界速度。

将抗蛇行减振器和横向减振器阻尼比绘制在1张图中, 便可以在最大范围内考虑阻尼比的取值问题, 但在优化过程中, 将实际阻尼系数作为待优化值。

最终确定抗蛇行减振器阻尼比时, 其前提条件是, 当2个抗蛇行减振器其中之一发生故障时, 仍然能够确保车辆的运行稳定性。此外, 还根据根轨迹图法确定了减振器节点橡胶的刚度最优值。

3.1.3 横向减振器特性的确认

为了确认横向减振器的减振特性, 以轴箱纵向和横向定位刚度以及横向减振器的阻尼系数作为基本参数, 在没有抗蛇行减振器的情况下进行特征值分析, 从而获得最优值。在随后进行的抗蛇行减振器分析过程中, 根据阻尼系数的可能取值范围, 以对速度不敏感的阻尼系数作为确定阻尼系数值的依据。

为提高减振器在微振范围内的减振效果, 特采用在低的活塞速度范围内具有线性阻尼系数特性的减振器。图4给出了横向减振器的减振特性。

3.2 振动控制系统

当车辆运行速度超过300 km/h时, 仅依靠改善转向架的技术参数, 对横向振动来说尚无法获得满意的乘坐舒适度, 有必要考虑控制车辆横向振动的振动控制系统。

新干线E2系和E3系列车上配置的振动系统采用了气动作动器。这些系统确实能够改善乘坐舒适度, 但仍存在一些弊端, 如气动作动器固有的振动控制时滞, 以及增加空气消耗等。由于速度提高会使上述问题更加凸显, 所以, 开发了使用其他作动器而非气动作动器的新型振动控制系统。

除气动作动器外, 其他类型的作动器是很多的, 如液压式和电磁式作动器。通过对各种作动器的特性、优点和弱点进行全面比较, 并利用静态试验进行性能确认后, 最终采用2种作动器, 分别为电磁直接驱动作动器 (图5) 和滚珠丝杆作动器 (图6) 。

图7为采用振动控制系统的E954系列车在高速运行 (365 km/h) 时, 各车的横向乘坐舒适度水平。

测得该列车任何一节车的横向乘坐舒适度水平都低于80 dB。如愿达到了改善横向乘坐舒适度的目标。

3.3 混编运行中横向振动的控制

在东日本铁路的新干线铁路网内, 新干线 (E2系) 列车和在既有线与新干线运行的联运车 (E3系) 混编使用是非常普遍的。当一列车以新干线车辆编组在前面而联运车辆编组在后面的方式运行时, 联运车辆中的前部车辆在穿越长隧道时, 会发生很严重的横向振动。很显然, 车辆在隧道内运行时的空气压力变化导致了这种横向振动, 这会明显降低车辆的乘坐舒适度。

车辆在隧道内发生横向振动的峰值频率 (2.5Hz) , 比车辆在明线上运行时的峰值频率 (2 Hz) 稍高一点, 在隧道内的振动力也会大一些。为控制在隧道内发生的上述横向振动, 在一系列试验中, 尝试了以下几种减振措施, 如改变车体的摇头频率, 通过改变列车头部和连接区域的形状以控制空气压力变化, 以及采用振动控制系统等。

根据减振效果, 最终决定增加振动控制系统的输出, 并改善控制方法。采取这些改进措施后, 乘坐舒适度水平得以提高, 乘坐舒适度评价指标从“好”改善为“优” (审校者注:原文错) , 这为控制车辆在隧道内运行时的横向振动展示了良好的前景。但是, 当车辆以360 km/h的速度运行时, 需进一步改善车辆在隧道内的横向振动性能。

4 垂向乘坐舒适度

新干线车辆的垂向振动包括1 Hz～2 Hz的垂向振动和8 Hz～10 Hz的车体弹性振动 (一阶垂向弯曲振动) 。特别是近年来的新干线车辆, 一阶垂向弯曲振动对乘坐舒适度影响很大。当车体发生弹性振动的频率约为4 Hz～8 Hz时, 正是人体对垂向振动敏感的频域。因此, 为改善垂向乘坐舒适度, 在降低垂向振动的同时, 降低车体一阶垂向弯曲振动是很有必要的。通常, 受车体一阶垂向弯曲振动的影响, 车体中央处的垂向乘坐舒适度, 比两端转向架上方车体处的垂向舒适度差2 dB～3 dB。

车体一阶垂向弯曲振动的频率取决于车体的固有振动频率, 但是, 振动幅值受振动传输系统的影响, 与转向架构架的振动 (垂向振动和点头振动) 有关。此外, 牵引装置以及抗蛇行减振器的安装高度、车辆定距和车辆运行速度对振动幅值都有影响。

4.1 改进转向架的技术参数

对改善垂向振动特性 (降低车体弹性振动) 的以下各项措施进行了研究:

(1) 改善轴箱弹簧的刚度;

(2) 改善空气弹簧特性;

(3) 改善轴箱减振器特性。

在改善上述转向架技术参数过程中, 目的是降低对垂向振动有极大影响的车体弹性振动。为此, 采取的措施是, 降低垂向弹簧的刚度, 从而降低弹簧的固有频率, 以避免车体一阶垂向弯曲振动和弹簧发生共振。

4.1.1 改善轴箱弹簧的刚度

降低轴箱弹簧的刚度可以改善垂向振动特性。但是, 弹簧太软又会造成另外一个问题:使车辆或转向架的结构设计变得困难 (易造成干涉等) 。所以, 经充分考虑车辆结构的限制, 如车体倾摆系数、制动夹钳和牵引电机间连接装置所允许的位移量等, 最终将轴箱弹簧的刚度降得尽可能低。

4.1.2 改善空气弹簧特性

为了改善垂向振动特性, 应当降低空气弹簧的垂向刚度。为了控制因降低轴箱弹簧和空气弹簧的刚度而造成车体侧滚刚度的下降, 采用了抗侧滚装置, 以使车体的倾摆系数几乎与既有新干线车辆的倾摆系数相同。

4.1.3 改善轴箱减振器特性

在仿真过程中考虑了车体的弹性以后, 发现轴箱减振器增大阻尼力将使6 Hz左右的振动峰值下降, 但会使10 Hz左右的振动峰值增大。因此, 在协调考虑各峰值的前提下优化了轴箱减振器的阻尼力。

4.2 车体刚度的确认

只通过改善转向架技术参数, 尚不能达到彻底降低车体弹性振动的目的, 还需要提高车体的弯曲刚度 (提高车体的固有频率) , 其目的是将车体弹性振动 (弯曲振动) 的频率范围移至人体敏感的舒适度等级计算频率之外。

图8给出了既有新干线车辆的固有振动频率 (约9.5 Hz) 和较高固有振动频率 (12.27 Hz) 的垂向振动的对比情况。既有新干线车辆在300 km/h～330km/h速度范围内, 垂向乘坐舒适度水平出现峰值和新干线计划提速范围正好一样, 而较高固有振动频率没有出现这类峰值。在300 km/h时, 乘坐舒适度水平约降低3 dB, 在360 km/h时, 约降低1 dB。

表1给出了提高车体弯曲刚度的可行措施。

综合采取表1中的各项措施, 可以将FASTECH360车体的弯曲振动固有频率比新干线既有车辆 (9 Hz～10 Hz) 最多可提高约2 Hz。

4.3 改善抗蛇行减振器和牵引装置的安装高度

造成车体弹性振动的原因之一是转向架构架的振动通过转向架和车体之间的连接装置 (抗蛇行减振器和牵引装置等) 传递给车体 (特别是纵向振动和点头振动) 。因此, 通过改变连接转向架和车体的抗蛇行减振器和牵引装置的高度, 可以分析安装高度对转向架构架振动和车体弹性振动的影响。

图9给出了抗蛇行减振器安装高度与车体垂向振动在功率频谱密度 (PSD) 方面的对比结果。

当抗蛇行减振器安装高度高于车轴中心时, 在11Hz左右会产生很大的振动峰值。当把安装高度降至车轴中心高度时, 上述振动峰值也会降低。

有侧罩的转向架可降低道旁噪声。抗蛇行减振器的安装高度会受转向架侧罩的干扰, 所以, 将转向架部分侧罩切去, 以把抗蛇行减振器的安装高度降到车轴中心的高度。在决定转向架侧罩的形状和抗蛇行减振器的安装高度时, 充分协调考虑了为降低垂向振动而优化出的抗蛇行减振器安装高度与切去转向架侧罩对道旁噪声的影响。

4.4 垂向乘坐舒适度水平的改善情况

图10为E954系列车在高速运行 (365 km/h) 时, 各车的乘坐舒适度水平。

乘坐舒适度水平为84 dB左右, 被评定为“好”。这与既有列车在275 km/h运行时的乘坐舒适度水平相近。然而, 没有达到80 dB的目标。

如前文所述, 用各种方法对横向乘坐舒适度水平进行了重大改善, 但它们会对垂向振动带来一定的影响。为进一步改善所有的乘坐舒适度水平 (审校者注:指横向和垂向乘坐舒适度水平) , 必须继续研究如何进一步改善垂向振动。

4.5 高频振动的降低

可以设法降低FASTECH360对人体敏感的4Hz～8 Hz左右的垂向振动。但是, 运行试验结果证明, 没有被视为问题的30 Hz～40 Hz左右的高频振动对人体有相当大的影响。

为此, 继续进行改进和开发, 如改善在纵向连接转向架和车体的牵引装置的弹簧刚度, 以及提高抗蛇行减振器安装节点的刚度, 改进地板结构和座椅, 研发隔绝不舒适振动的座椅和靠背等。

5 曲线通过时的乘坐舒适度

5.1 车辆技术参数和曲线通过性能

当列车在曲线上运行时, 车辆受到的离心加速度会恶化乘坐舒适度, 此外还会增加车轮载荷, 而轮轨间横向力的增大会损坏线路。但是, 在曲线高速运行时, 当超高不足以弥补过离心加速度时, 车体将向外倾斜而降低乘坐舒适度。

列车上的乘客会感受到与车辆地板平行 (横向稳态加速度) 的加速度产生的乘坐舒适度。图11给出了在曲线上运行时乘客所承受的加速度情况。横向稳态加速度可用式 (1) 表示。加速度在圆曲线上保持不变。

式 (1) 中:

C———超高 (mm) ;R———曲线半径 (m) ;G———轨距 (mm) ;V———运行速度 (m/s) ;g———重力加速度 (=9.81 m/s2) ;αs———横向稳态加速度 (m/s2) 。

1+C WB———车体倾摆系数 (因转向架弹簧变形造成倾摆车体加速度系数增大, 对E系车辆来说, 约为1.25) 。

为了改善垂向乘坐舒适度, 为FASTECH360转向架设计了尽可能软的垂向弹簧。与既有车辆相比, 这将降低车辆的侧滚刚度, 增大车体倾摆系数。为了控制在曲线上运行时造成的横向稳态加速度和侧滚振动, 采用抗侧滚装置来增大车辆的侧滚刚度。

5.2 车体倾摆控制系统

通常来说, 将横向稳态加速度的限度值定为0.8m/s2, 认为这是能够满足乘坐舒适度要求的。但是, 随着近年来新干线速度的提高, 发现上述限度值是假定乘客在坐着的情况下给出的。日本铁道集团其他公司认为, 新干线车辆可以接受的横向稳态加速度限度值约为0.95 m/s2。

对FASTECH360列车, 将0.9 m/s2定为所允许的横向稳态加速度限度值。

当E2系新干线列车在半径为4 000 m、超高为155 mm的曲线上以275 km/h的最高速度运行时, 其横向稳态加速度约为0.6 m/s2。但是, 当FASTECH360列车在该曲线上以320 km/h的速度运行时, 如果FASTECH360的车体倾摆系数与E2系的车体倾摆系数相同, 那么, FASTECH360通过上述曲线时的横向稳态加速度将达到1.2 m/s2, 显然超过了限度值。

控制横向稳态加速度的一条有效措施是, 利用车体倾摆控制系统, 使车辆通过曲线时向曲线内侧倾摆。

既有线路上运行的摆式车辆大多使用单摆式系统 (审校者注:即滚道式倾摆系统) 。对于在大半径曲线上高速运行的FASTECH360来说, 设定最大倾摆角为2° (下一代新干线提前批量生产的车辆为1.5°) , 为使附加设备尽可能少, 特采用单侧空气弹簧上升式倾摆系统, 该系统的原理示意图见图12。

装有车体倾摆控制系统的车辆在曲线上运行时, 要满足0.9 m/s2或更低的横向稳态加速度, 可用式 (2) 表示:

式 (2) 中:

C———超高 (mm) ;R———曲线半径 (m) ;G———轨距 (mm) ;V———运行速度 (m/s) ;g———重力加速度 (=9.81 m/s2) ;θ———车体倾摆角度 (rad) 。

1+C WB———车体倾摆系数。

由式 (2) 可知, 在允许的横向稳态加速度范围内, 列车在半径为4 000 m、超高为155 mm的曲线上可以运行的最高速度为330 km/h (对于倾摆角为1.5°的车辆, 其曲线通过速度为320 km/h) 。

为了改善FASTECH360的乘坐舒适度而设计了很软的垂向弹簧, 即使装用了抗侧滚装置, 由于车辆在曲线上高速运行时仍会产生较大的侧滚振动, 从而也会降低乘坐舒适度。为了控制侧滚振动以改善乘坐舒适度, 将合适的车体倾摆系数与增大抗侧滚装置刚度以控制车体倾摆之间的关系进行了协调处理。为进一步提高速度, 仍需要继续针对侧滚振动开展研究。

6 结论

为改善下一代新干线车辆的乘坐舒适度, 改进了转向架的被动性能, 采用了新型振动控制系统和新的车体倾摆控制系统。上述措施可以改善垂向和横向乘坐舒适度, 包括车辆在曲线上运行时的乘坐舒适度, 这为改善最高运营速度为320 km/h的新干线车辆的乘坐舒适度展示了良好的前景。

为了在更高运行速度下获得更好的乘坐舒适度性能, 将继续进行各种研发工作。特别是在车体垂向振动控制、改善在曲线上运行时的乘坐舒适度、降低在隧道内运行时的横向振动等方面, 将大力开展研发工作。

参考文献

乘坐舒适度 篇3

另一方面,产生这样的车辆振动的车内,产生低频噪声(10Hz～100 Hz)的可能性也高(见图1),该频带的噪声由于给人以“振动感”及“压迫感”,可预计对乘坐舒适度评价有较大的影响[2]。因此,评价伴随有高频振动的高速铁路的舒适度时,不仅对振动的评价,而且包含噪声的复合评价今后将是重要的课题[3]。

因此,在其基础研究中,在消声室实施了试验,以研究在磁悬浮铁道车辆的车内噪声中所包含的低频噪声成分对车内环境评价的影响。此外,作为更接近于列车环境的条件,在振动及加入了车窗图像的复合条件下,使用车内舒适度仿真器[4],进行了同样的试验,以下报告关于这两项试验的结果。

注:(1)对应于ISO 2631疲劳效率减退极限(暴露时间8h);(2)ISO 389-7参照值,来自环境省“对应于低频噪声问题说明书”。

2 消声室试验(试验1)

2.1 试验系统

本试验在内面尺寸为3.5m×6.0m的消声室内进行。对用个人计算机生成的数字式声源,为校正声场进行了滤波处理,然后通过声频接口与放大器,用2台扬声器与重低音扬声器再生了声源。重低音扬声器及扬声器设置在受试者前方约5m的位置上,受试者就坐于铁道车辆用单人座席上。

2.2 受试者及试验内容

受试者为23名成年人(男性16名,女性7名),年龄26岁～53岁(平均37岁)。

实施了以下3种试验:

(1)简单的听觉功能试验(可听阈试验);

(2)比较所提示的2种声音的比较试验;

(3)依次评价每个声源的评价试验。

2.3 试验顺序

2.3.1 可听阈试验

为研究各受试者的可听阈范围,随机提示共计20种声音,这些声音由5级声压、4种纯音(20 Hz、25Hz、40Hz、100Hz)组合成,并指示受试者,如果听到了这类声音即可按下按钮。各声音将按照ISO 389-7所规定的可听临界值作为最小值,按照5dB刻度(只有20Hz为3dB刻度)设定了声压。

2.3.2 比较试验

模拟了磁悬浮铁道车辆以500km/h运行时,20Hz～2kHz频带的车内噪声(以下记为声源A),作为基本声源使用。

本试验中以2个声源为1组,进行了7对声源的比较(表1)。全部声源均是以声源A为基本声源经处理制作而成的。声源名称的英文大写字母,A表示声源A;LP表示低通滤波;HP表示高通滤波;字母后面的数字则表示滤波的截止(或屏蔽)频率。“_”后的数字表示声压级(dB(A))。例如“LP40_50”声源,表示对声源A进行低通滤波处理,截止(或屏蔽)频率40Hz以上,声压级为50dB(A)的声源。选定了以下评价的组合:

只留下声源A的低频成分的声源,与声源A的比较(№1、№2);

相反,从声源A中屏蔽了低频成分的声源,与声源A的比较(№3、№4);

声压级相同,只含有低频成分的声源,与声源A的比较(№5、№6)。

在№3,№4的比较中,使用的旁通声源即使屏蔽了低频成分,也不改变dB(A)值,结果声压级与声源A相同。本文基于分析声源A与其他声源差异的目的,并不涉及关于№7的比较结果。HP40最困难的是从声音上区分与声源A的差异。

一个评价音的提示时间为15s,隔开5s,再听取15s的另一个评价音,每一对声源比较试验结束时,结果填入问卷调查表。

向受试者做了如下提示:在信号音之后,针对评级表上的8个项目如(1)振动感;(2)压迫感;(3)不愉快感;(4)厌烦;(5)噪声大小;(6)不舒适感;(7)不平静;(8)情绪差,评价了第2次声音相对于第1次声音的大小(强度)。评价用纸上列有5级刻度的横线(1:小;2:稍小;3:无变化;4:稍大;5:大),每个评价项目被记载下来,评价的符号只要处在横线上即可(即使没有在5个刻度也行)。(1)～(5)的评价项目根据文献[2]以各频带为代表作为描述并选定,(6)～(8)项选定了低频噪声中的不固定苦楚作为参考。

2.3.3 评价试验

作为基本声源,使用了与比较试验同样的声源A,为调查有、无低频成份的影响,使用了6种声音:A_67、HP40_67、HP100_67(全部为67dB(A)),以及A_57、HP40_57、HP100_57(全部为57dB(A))。

提示时间为75s,从开始提示到第15s,受试者开始将感觉记录到评价纸上。

受试者对于比较试验中使用的8个评价项目(不过将(6)改为焦躁),按5级大小(1:完全没有感觉;2:稍有感觉;3:有感觉;4:颇有感觉;5:非常有感觉),进行了以下评价:居室那样的不明确的环境噪声的评价,以及列车车内噪声的评价。即使本试验中也与比较试验同样,评价的符号在刻度间即可。此外,寻找了持续30min以上的容许度(1:完全没有问题;2:可以容许;3:不愉快但可以容许;4:非常不愉快,不能容许)。

2.4 试验结果

2.4.1 可听阈试验

调查了各纯音的临界值中的反应比例,结果表明,在25Hz以下最低,为26%,临界值+5dB噪声,61%的受试者感觉到了。至于其他的纯音临界值,有30%～83%的受试者感觉到了。根据受试者的各个结果来看,判断为听觉上并无问题,进而进行了分析。

2.4.2 比较试验

图2表示评价结果的平均值及标准偏差(图2中的线条)。从声源A屏蔽了各频带的声源评价,只有低频成分的声源(见图2(a)的■及▲),关于噪声大小的项目,可评价为比声源A小,关于振动感及不舒适度的项目,有相同或稍微超过的趋势。由于dB(A)值相同,只有低频成分时(见图2(b),表1的№5、№6的比较),可评价为振动感、不愉快感大,成为与低频噪声的原有研究结果一致的结果。另一方面,清除了低频成分的HP声源(见图2(a)的□与△),没有看到HP40与声源A的差异。从HP100的趋势来看,可评价为振动感及声音的大小比声源A稍小。

该结果表明,本试验中使用的复合音,有、无40Hz以下的低频成分的影响,并未看出明显的差异,可知低频成分对振动感有影响,有时候只有在通常的车内噪声测定中使用的dB(A)值,不能评价车内噪声。

2.4.3 评价试验

从各个声源评价结果来看,在平均值与标准偏差(图3)方面,并没有看到是否有低频成分而出现明显的差异。其次,将各个评价点分为3个等级:将2.5点以下列为“不怎么有感觉”;将2.6～3.5点列为“有感觉”;将3.5点以上列为“颇有感觉”,并研究了其分布。图4为“振动感”的评价点分布,上3段作为环境噪声评价结果;下3段作为车内噪声的评价结果。从该结果来看,在假定作为环境噪声评价的结果中,“颇有感觉”的受试者比例,所有声源的差异并不怎么明显。“没有感觉”的受试者,与声源A相比,HP40约增加了10%,HP100约增加了20%,声源A显示了容易感觉出轻微振动的可能性。作为车内噪声评价时,“颇有感觉”的受试者比例,与声源A相比,HP40、HP100都减少约20%。虽然受试者感觉有、无低频成分,但差异检测在认识水平上是模糊的。假定的“振动感”及“车内噪声”,可认为评价的差异是明显的。

对于声源A本身的评价,听取车内噪声比听取环境声音明显感觉出振动感的受试者多(约增加25%)。随着假定的环境不同,按照噪声获得振动感的评价结果也不同。57dB(A)组的结果虽然不如67dB(A)组明显,但显示出同样的趋势。

振动以外的评价项目中,没有看到显著的差异。至于“持续30min以上时的容许度”(图5),是“不愉快且不能容许”的比例,作为环境噪声评价时,与声源A相比,HP40与HP100约减少了20%。另一方面,作为车内噪声评价时,没有看到差异。根据这些结果,可以得出:(1)受试者中有多少感觉有、无低频噪声,假定长时间暴露,并且,作为环境噪声评价,感觉的结果在回答中描述出来了;(2)另一方面,如假定在列车内,容许极限被缓和,可推断回答上的差异并不明显。

2.5 消声室试验的小结

本试验研究了低频噪声被包含在运行噪声中时,对车内环境的评价有何影响。研究结果表明,在称为运行噪声的较宽频带的复合噪声中,有、无低频噪声的差异并不明显。不过,在“振动感”的评价中,如包含低频成分,则较明显地感觉到振动感的受试者增加了10%～20%,假定为车内环境及持续30min以上时,该趋势是显著的。

3 仿真器试验(试验2)

3.1 试验系统

在车内舒适度仿真器[4]的模拟客室内进行了试验。试验室布置示于图6。

经过声音接口输出用个人计算机生成的数字式声源,用图形显示式高、低音均衡器进行了声场校正之后,通过放大器,用2台中、高音用扬声器及重低音扬声器再生了声源。

试验中,受试者2人就坐于第一排座席后方并靠近通道的2人座席上。

3.2 受试者及试验条件

受试者为46名成年人(男性38人,女性8人),年龄22岁～54岁(平均36.2岁)。

本试验的目的是研究车内噪声的大小及有、无低频成分,并且,附加振动及图像信息(速度感),对于乘客的不舒适感产生何种复合的影响。因此,组合振动及图像、声音条件,实施了试验。由于装置的制约,设定振动为0.5Hz～8.0Hz范围。

各试验条件如下。

(1)声音(1+3×2=7条件):声源0～6(表2)。

与试验1相同,以磁悬浮铁道车辆车内噪声的实测频率分布为参考,制作模拟噪声,并以此为基本声源。但是,由于与试验1的声源A有部分不同,将频率分布变更为更简单的模式,下文记为声源B。试验1中由于系统(试验装置)的制约,只能再生到67dB(A),本试验增加了82dB(A)的声源。

(a)音质:声源B、屏蔽(截止)声源B 40Hz以下频率,屏蔽声源B 100Hz以下频率。

(b)声压:67dB(A)、82dB(A)、无声。

(2)振动(2个条件):有振动、无振动。

在磁悬浮铁道车辆以500km/h运行时的振动加速度数据中,考虑到激振装置的制约,进行0.5 Hz～30Hz的带通滤波处理。

(3)图像(2种条件),有图像、无图像。

作为给予“速度感”的条件,用计算机绘图法,制成列车以500km/h运行时车窗外流动的景色,并用投影机投影。至于无图像的条件,整个图像用黑色表示。

3.3 试验程序

评价音的提示最长为80s,从开始提示到第20秒,开始记入评级表上。评价结束后,到下一个评价音之间设置10s～15s的无音状态。评价项目采用了与试验1的评价试验相同的项目(见2.3.3节)。全部作为车内噪声进行了评价。

3.4 结果与考察

本试验的最重要的目的在于弄清楚低频噪声,特别是有、无40Hz以下的低频噪声,是否对车内舒适度产生影响。因此,归纳以下的结果时,以如下声源为中心进行了考察:主要屏蔽了40Hz以下的声源,以及没有屏蔽的声源(见表2的声源1与声源2,以及声源4与声源5)。

3.4.1 振动与图像对声源评价的影响

对于主观评价的结果进行了一元方差分析。对于声压级为82dB(A)的声源4、声源5、声源6的试验结果进行了分析。下面将显著水平5%以下(p<0.05)记载为“存在显著误差”;将5%以上、10%以下(0.05

分析结果表明,“噪声大小”以外的评价项目中,可看到振动的主要效果,由于附加了振动,可以确认对于有效噪声的评价不利。

车窗图像可看到在“压迫感”及“持续30min时的容许度”方面的主要效果,都是由于附加图像,显示了评价良好的趋势。不过,无图像的条件下,有可能受到由于是黑色画面带来的影响(不仅有、无速度感,而且,由于图像产生的空间的扩展及明亮度的影响)。

3.4.2 对声源评价的差异

上述方差分析的结果表明,声源间的差异方面并没有看到统计上的明显差异。不过,每个振动及图像条件限定为声源4及声源5,进行了威尔科克斯检验,以鉴定回答分布的差异,然后,确认了部分评价中统计上的明显差异。归纳鉴定结果的情况示于表3。从该结果来看,没有图像的振动条件下(只有噪声的条件),在不愉快感及噪声大小等项目中,声源4与声源5相比,评价结果差些,即使有图像与振动条件(最接近于列车内环境的条件)下,关于振动感及舒适度的项目中,声源4的评价也差。另外,如包含p<0.1的项目,也可看到声源4的评价,在压迫感及噪声大小、振动大小的感觉方面出现大的趋势。另一方面,有图像时,没有振动的条件下,在不愉快感、噪声大小、心神不安等评价项目中,相反,声源5的评价差。无图像而有振动的条件下,所有项目中,确认了看不到明显差异或明显趋势等情况。

3.4.3 年龄层差异的影响

这次,由于试验时间的制约,尚未实施听觉功能的试验。通常由于年青人群的听觉能力好,将受试者分为37岁以下的青年组(G1),与38岁以上的中年组(G2),以LSD鉴定了反应的差异。小组的人数都为23人。

试验结果表明,所有评价项目中,G2比G1的评价严格,在众多评价项目上看到了明显的差异。

在几种条件下,随着年龄组的不同,导致对声源4与声源5评价的相对关系反转了。从大体上来看,声源5的评价与声源4相比,G1的评价为有所改善,而G2的评价为变差或无变化。

从以上结果获得以下启示:随着评价项目及施加振动、图像的条件不同,声源5的评价有可能随不同的年龄段出现差异。从听觉能力来看,据报道,青年人群听力好些,在高音和低音频带,其差异是明显的[5]。本试验的结果也可认为对于声源4的低频成分,灵敏度的差异对评价结果产生了影响。

3.4.4 声压的影响

按照声压的不同进行比较的结果是显然的,而在所有评价项目中,67dB(A)的声源比82dB(A)的声源评价良好。基于多重比较的LSD鉴定的结果之所以确认了明显差异,是因为以下条件:

(1)有图像、有振动:噪声大小(声源1<声源2);

(2)有图像、无振动:持续30min的容许度,综合舒适度(都是声源1>声源2);

(3)无图像、无振动:持续30min的容许度(声源1<声源2)。

根据该结果可知,如声压减小,则低频噪声的影响较不清晰,统计上被确认为明显差异的项目非常少,但是,这些项目中,包含低频成分的声源与不包含低频成分的声源的相对关系,与82dB(A)的结果完全相反,类似于试验1的条件(无图像、无振动,67dB(A))的结果。包含低频噪声方面,也有良好的评价,与试验1相反。其原因不明确,但是可认为消声室与模拟客室内,混响状态大不相同,试验环境的差异有不小的影响,特别是67dB(A)的声源,由于低频成分接近于可听极限,也认为容易受到这种影响。该问题将作为今后试验中待解决的一个课题。

3.4.5 图像与声音对振动大小评价的影响

附加的振动大小,为了达到一个种类,在有振动的条件下,所有的都附加了同样的振动,不过,如图7所示,随着图像与声音条件不同,对于振动大小的评价形成的结果也不同。作为一种趋势,在或者无声音,或者无图像的条件下,最大地感觉出振动来。至于有声音条件下,根据声压的大小,较大地感觉出了振动。有、无图像,只能在82dB(A)条件下进行比较,在该条件下,并没有看到明显差异。

3.5 仿真器试验的小结

包含了低频噪声的车内噪声中,组合列车振动与车窗图像,关于这些条件下对车内环境评价的影响进行了基础研究。

研究结果表明,由于附加振动,噪声的振动感、压迫感、不愉快感的评价明显增加了。此外,附加图像,对噪声的压迫感产生了影响。

另一方面,虽然未看到由于声源的种类不同产生的主要效果,但是,82dB(A)的声源中,可看到交替作用,或者无图像,或者无振动的条件下,在关于噪声的大小及不愉快感的评价项目中,声源4(含有低频噪声)的评价比声源5(屏蔽40Hz以下频率)稍差。由于附加图像,声源4的评价显著改善,相对而言,声源5的评价就差了。如进一步施加振动,设定有图像、有振动的条件,则声源4的评价再次明显变差了,该结果也可解释为如包含低频噪声,有、无图像及振动,容易对评价产生影响。具体而言,附加振动,将低频噪声作为“来自振动的分量”,可认为沿更强地感觉方向上加以修饰了。在现阶段断定这种情况为时尚早,今后需要更详细的研究。

在其他方面,声源5的评价中,随着受试者的年龄不同,部分评价项目出现不同的结果。本试验中使用的那种复合噪声中,含有低频噪声的影响,启示人们:随着年龄段的不同,存在评价结果不同的可能性。另外,对于振动大小的灵敏度,在无音状态下最高,其次,是按声压从大到小逐渐增加,无音状态下仅评价振动,解决列车噪声的方法是,沿发生振动的方向进行屏蔽处理,就有可能对振动的感觉小,同时在产生噪声的条件时,振动与噪声就会相互影响,如相互影响大,就会感觉噪声变大。关于列车运行噪声与振动相互影响,在过去的研究中也有过报道[6],这次的结果更证实了这一现象。

其他方面,也可看到与消声室试验不一致的结果,可以说,模拟消声室与客室的实物模型,与环境条件有差异。关于试验结果的可靠性、再现性,今后必须以某种形式予以再确认。

4 结束语

这次,受激振装置的制约,只能施加到8Hz的振动。不过,目前正在制作振动台,可以更准确地仿真列车内的高频振动。

今后,预定将根据此次的试验结果,使用新型振动台,进行高频振动环境的评价方法的研究,提出更接近于体感的舒适度评价方法的方案。

摘要：为查明在磁悬浮车辆的车内噪声中包含的低频噪声成分对车内环境评价的影响,进行了消声室试验和车内舒适度仿真器试验。

关键词：磁悬浮车辆,噪声,舒适度,日本

参考文献

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[2]#12

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[4]#12

[5]#12

列车客室座椅乘坐舒适性研究 篇4

座椅不仅需要进行结构设计, 更需要在人机工程学的基础上研究人体生理构成等特性对座椅参数选择的约束, 从而满足乘坐舒适性的要求。乘坐舒适性分为静态舒适性、操作舒适性和动态舒适性三个方面。静态舒适性重点是依据人体尺寸测量的统计数据确定座椅结构形状和尺寸等参数。动作舒适性主要研究人在座椅上进行常规动作时的舒适性。动态舒适性则强调座椅的隔振减振设计要求。

一、静态舒适性分析

静态舒适度指座椅与人体的匹配关系能否为乘客创造舒适坐姿的条件, 以及所能提供的舒适程度。静态舒适度所要解决的问题, 主要依据人体舒适坐姿的要求和人体测量数据优化设计舒适的座椅结构、尺寸及调整参数[1,2,3,4]。从人机工程学原理出发, 一个静态舒适性能优良的座椅应当符合以下基本要求:

(1) 符合人体测量学标准, 能够为乘客提供一个大小合适的乘坐空间和舒适而稳定的坐姿, 符合人体舒适坐姿的生理特征。

(2) 提供合适的腰部、背部支撑, 使乘客的脊椎能够保持自然的生理弯曲状态。

(3) 坐垫软硬适中, 给乘客提供有效的臀部支撑, 并保证体压分布合理。

(4) 坐垫及靠背材料透气性好, 并具有适当的摩擦力。

二、动作舒适性分析

(一) 乘客坐姿条件下的行为

在对座椅设计之前, 首先必须对使用者的乘坐行为这一身体自然状态进行分析, 它决定了座椅的基本尺寸, 如座面的高度和宽度等。在现实乘坐环境中, 人们会有意识地通过各种方法来调整坐姿, 如仰坐、侧坐、平躺、盘腿等方式来满足自己乘坐舒适的需求。由此可以看出在某种情况下, 坐姿是人的心理活动和潜在意识的形态化。因此, 由于“坐”这一行为所派生出来的姿态, 导致了坐姿的多样性。

坐姿的多样性来源于使用者的多样性, 如儿童、老人、残疾人、男人、女人还有不同民族和地域的人等, 生理性差异也会使其行为表现出不同的特征;另一方面, 环境和心情的变化也会体现出不同的行为状态[5,6]。

(二) 旅客坐姿行为舒适性分析

通过对人体静态尺寸 (人体数据) 与动态尺寸 (人体各部分的活动空间和范围) 的分析 (如图1和图2所示) , 可以指导高速列车内室空间和结构的设计。通过人的座高、座宽 (静态尺寸) 可以确定座椅的高度尺寸和宽度尺寸、通过人腿的活动范围 (动态尺寸) 可以确定前后座椅空间设置以及前后排距离等参数。

三、动态舒适性分析

动态舒适性设计重点在座椅的减振设计。座椅受到的振动主要是在列车行进时从车内地板传递而来, 如何设计座椅进而确定座椅的固有频率, 使得座椅在承载 (坐人) 状态下能隔离或减弱对人体有害的振动频率信号是关键所在[7]。

(一) 人体敏感频率分析

研究表明, 人体在上下振动方向的敏感频率4~8Hz之内, 前后振动方向的敏感频率在1~2Hz之内, 此时身体部分区域产生共振。人体各部位或系统的固有频率见表1。随着频率的增高, 敏感度下降, 人体较严重的振动响应均在30Hz以下, 在各方向的振动中, 上下振动对舒适度影响约占70%, 前后方向振动对舒适度的影响约占12%。

(二) 人-椅振动模型分析

首先建立图3所示的人体振动坐标系。在该坐标系中乘员端坐于座椅上, 人体主要是三部位和座椅接触。

由于人体在座椅系统存在多个自由度, 故以三自由度为例建立人椅系统振动模型, 如图4所示。其中mÁkÁcÁ分别为人体头部质量、颈部风度及阻尼系数;mÁkÁcÁ分别为人体躯干质量、脊椎刚度及阻尼系数;mÁkÁcÁ分别为座椅质量、座椅刚度及阻尼系数, Z为车体地板传给座椅的振动 (位移输入) , xÁxÂxÃ代表m1 (座椅) 、m2 (躯干) 、m3 (头部) 的振动输出 (位移输出) 。

通过模型推导得到座椅、人躯干及人头部三个位置对于输入的传递函数。

人体质量、刚度及阻尼的数值可以根据中国人体数据统计结果得到。座椅的固有频率、阻尼系数、刚度可以通过材料、工艺、原理设计等不同方式进行调整。

通过将实测的不同线路、不同速度级车内地板对应位置的振动谱输入到模型中就可以评估动态舒适性水平, 并根据仿真结果修正设计参数。

四、座椅舒适性设计

根据以上分析, 在设计座椅时, 需要充分考虑人体工程参数对座椅结构或参数的选择限制。

参照人体工程参数, 确定以下座椅参数:座高、靠背高度、扶手高度、座面深度、座宽、扶手宽度、座面后倾角、扶手倾斜角度、座面与靠背夹角。座垫和靠垫应填充回弹性较高的材料, 填充材料不宜太硬或太软, 太硬易造成人体接触部分的压力集中, 使某些部位的肌肉长时间处于紧张状态或血液循环受到阻碍而发麻;太软会使乘客乘坐后下陷过大, 臀部两侧有压迫感, 动作不方便。座椅靠背曲线需吻合人体脊椎曲线。同时考虑腰靠、肩靠、头靠等的设计。

根据旅客在客室的动作行为分析, 可以确定座椅的前后间距、乘客的腿脚空间、旅客进出座位的空间。

根据人体的振动特性以及人-椅振动模型, 可以确定座椅固有频率、阻尼系数、座椅刚度等。比如要求座垫能有效地衰减20Hz以上的振动。

另外, 蒙皮材料不仅要求耐磨、耐脏和耐潮湿, 而且还要透气性好, 并具有适当的摩擦力。

五、结论

乘坐舒适性是一个系统的概念, 座椅自身的结构设计只是其中的一个环节, 要达到很好的乘坐舒适性, 还必须考虑人机工程的各种参数;同时, 也要考虑从整车运营条件和环境对座椅以及乘客的影响。

摘要：文章介绍高速列车座椅乘坐舒适性的设计方法与思路, 分析了表态舒适性、动作舒适性、动态舒适性等问题, 并对座椅舒适性进行设计。

关键词：列车座椅,舒适性,人体行为

参考文献

[1]陈玉霞, 申黎明, 郭勇.沙发座面高度对人体坐姿舒适性的影响[J].南京林业大学学报, 2010, (1) .

[2]陈玉霞, 申黎明.沙发舒适度的评价方法探讨[J].西北林学院学报, 2007, 22 (2) .

[3]吴旭亭, 人体体压分布的测量系统与评价[D].北京:清华大学, 1992.

[4]徐明, 夏群生.体压分布的指标[J].中国机械工程, 1997, 8 (1) .

[5]刘建中, 铃木近, 青木弘行.汽车乘坐舒适性主观评价模型的构筑[J].汽车技术, 1994, (9) .

[6]叶彪.客车乘客座椅的乘坐舒适性[J].客车技术与研究, 2003, 25 (4) .

乘坐舒适度 篇5

关键词：智能控制,神经元,电梯,舒适性

0 引言

目前, 我国已进入城镇化快速发展阶段, 高层建筑纷纷拔地而起, 电梯已成为千家万户日常使用频率较高的工具, 特别是高层建筑电梯, 其运行安全可靠和舒适性成为大众日益关系的话题, 电梯乘坐舒适性已经是电梯生产商和销售商的一大卖点, 甚至已经影响到人身安全[1,2,3,4]。因此, 从面向系统优化的先进控制算法出发, 将智能控制引入电梯乘坐舒适性方面, 利用神经网络自校正学习能力强的特性, 对电梯驱动系统这样复杂的过程和系统参数进行有效控制, 实现不降低电梯乘坐舒适性的同时, 保证电梯最大限度地运行在稳定状态, 具有重要的工程和经济意义。

1 单神经元自适应PID控制

单神经元PID控制结构简单且计算方便, 突破传统的PID控制依靠精确模型和不易在线参数调整, 实现在线调节系统指标参数, 达到对时变性、非线性、强耦合的电梯曳引系统的过程和参数进行有效控制。

单神经元自适应PID控制结构如图1所示, r (k) 和y (k) 为系统输入和输出, 加权系数的调整采用有监督Hebb学习规则, 对PID控制的比例、积分和微分环节分别采用不同的学习速度ηP、ηI和ηD, 通过对加权系数的在线调整, 表现出自适应和自学习强的特点, 实现PID控制的收敛性和鲁棒性效果[5,6]。单神经元自适应PID控制算法如式 (1) :

ηP、ηI、ηD——比例、积分、微分的学习速率;K为神经元比例系数, K>0, 对于电梯曳引系统这样复杂的系统, 如果要保证系统的稳定性, K值不能太大。

2 电梯曳引控制系统研究

电梯乘坐舒适性的基本目标是改善电梯启动和制动的速度及加速度, 提高电梯运动的稳定性, 采用优化控制算法, 引入先进的控制策略, 以期通过对电梯曳引驱动系统参数和过程系统优化, 实现电梯曳引驱动系统输出有较强的抗干扰和稳定性, 达到理想的轿厢运行抛物线—直线相结合的速度曲线, 保证电梯最大限度地运行在稳定的状态。

试验分别采用单神经元自适应PID控制算法和普通PID控制算法对电梯曳引驱动进行在线控制, 以期通过对比分析, 表征对电梯曳引驱动控制算法的优化。采用正常运行速度为2.5m/s的4层SX-701型电梯模型, 设定采样周期为0.01s, K=0.05, ηP=100, ηI=200, ηD=20, 初始加权的系数为ω (10) =0.9, ω2 (0) =0.8, ω (30) =0.7, 仿真结果如图2所示。

从图2可以看出, 在电梯启动和制动阶段, 由于曳引电机低转速运行, 传统的PID控制系统速度输出爬行的现象比较严重, 单神经元自适应PID控制得到系统输出速度曲线平滑, 爬行现象得到显著改善, 表现出较好的自校正和抗干扰的能力;当电梯匀速运行时, 单神经元自适应PID控制得到系统输出速度较为稳定, 波动较小, 保持了较好的稳定精度。单神经元自适应PID控制比普通PID控制在速度响应、匀速和速度平滑性方面有较强的优势, 电梯曳引驱动系统速度输出较好跟踪抛物线—直线相结合的速度曲线。

3 总结与展望

单神经元自适应PID控制算法以其结构简单、计算简便和自学习适应能力强的特点广泛应用于实际生产生活。单神经元自适应PID控制对电梯曳引驱动系统在线实现自整定系数调整, 得到较理想的控制参数, 使得系统输出参数较好地趋近理想, 在电梯加速、匀速和制动阶段具有较好的自适应和抗干扰能力, 较好地改善电梯曳引驱动系统的输出品质, 提高轿厢乘坐的舒适性。

参考文献

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[2]金建峰.曳引式电梯的能耗建模及节能研究[D].上海:上海交通大学, 2009.

[3]诸小鹏.电梯曳引系统控制及节能技术的应用研究[D].南京:中国人民解放军理工大学, 2005.

[4]朱铨流.关于电梯曳引条件计算方法的讨论[J].电梯工业, 2004 (4) .

[5]刘金琨.先进PID控制Matlab仿真[M].2版.北京:电子工业出版社, 2004.