亓 昌，徐 博，余 潔，楊 姝，2，3*

（1.大連理工大學(xué) 汽車工程學(xué)院，大連 116024，中國(guó)；2.汽車安全與節(jié)能國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室(清華大學(xué))，北京，100084，中國(guó)；3.大連理工大學(xué)寧波研究院，寧波，315016，中國(guó)）

地雷和簡(jiǎn)易爆炸裝置(improvised explosive device,IED)產(chǎn)生的爆炸沖擊載荷是軍用車輛和特種車輛乘員安全的主要威脅。隨著車輛底部防護(hù)結(jié)構(gòu)性能的不斷提升，車底爆炸導(dǎo)致的乘員致死率大幅下降；但與此同時(shí)，車底剛度的提高導(dǎo)致爆炸沖擊載荷下地板加速度過(guò)大，容易造成乘員下肢損傷。這是目前車輛抗爆設(shè)計(jì)中亟待解決的難題[1]。

抗沖擊座椅是降低車底爆炸載荷下乘員傷害的重要部件，其性能設(shè)計(jì)對(duì)于車輛抗地雷安全至為重要[2]?？箾_擊座椅是乘員與車體之間的主要接觸途徑，也是爆炸沖擊載荷傳遞路徑中的重要環(huán)節(jié)?？箾_擊座椅通常獨(dú)立設(shè)計(jì)，通過(guò)潰縮裝置衰減沖擊能量，以減小傳遞到人體的載荷。研究表明，一個(gè)具有大工作行程和足夠彈性的抗沖擊座椅能減少?zèng)_擊脈沖峰值60%以上[3]。在車底爆炸沖擊下，乘員下肢是主要受傷部位之一；車體底板在爆炸載荷下的高速變形破損會(huì)導(dǎo)致乘員腳部和小腿的嚴(yán)重?fù)p傷。為此，將腳墊整合到座椅上，使乘員腳部盡量遠(yuǎn)離爆炸源是目前的主要設(shè)計(jì)思路。但另一方面，安裝在座椅上的腳墊隔斷了人體與車體底板間的接觸，而由路面激勵(lì)產(chǎn)生的車身振動(dòng)，經(jīng)過(guò)輪胎、懸架和座椅后傳遞給乘員，易引起人體垂向共振，影響乘坐舒適性[4-5]。因此，抗沖擊座椅的設(shè)計(jì)需要兼顧車輛的防護(hù)性和平順性，屬于多學(xué)科設(shè)計(jì)問(wèn)題。

目前，國(guó)內(nèi)外針對(duì)車輛抗沖擊座椅的研究主要集中在爆炸載荷下座椅懸架系統(tǒng)的防護(hù)性能設(shè)計(jì)，對(duì)座椅的平順性研究較少[6]。CHENG Ming 等[7]研究表明，乘員盆骨加速度峰值直接受座椅懸架性能的影響，并提出使用座椅跌落試驗(yàn)平臺(tái)替代爆炸試驗(yàn)對(duì)抗沖擊座椅進(jìn)行性能分析以降低難度。DONG Yanpeng 和Lü Zhenhua[8]提出一種帶有多級(jí)非線性懸架的抗沖擊座椅，并研究了懸架剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)對(duì)座椅抗沖擊性能的影響。魏然等[9]研究了某防護(hù)型車輛受爆炸沖擊時(shí)的乘員損傷，以乘員小腿、頸部力矩為目標(biāo)函數(shù)，建立了車底結(jié)構(gòu)及座椅系統(tǒng)設(shè)計(jì)的優(yōu)化模型。

針對(duì)座椅懸架剛度和阻尼的設(shè)計(jì)能有效提升座椅的抗沖擊性能，并在一定程度上改善其平順性。然而，抗沖擊座椅的平順性和抗爆性對(duì)其懸架性能的要求并不相同，甚至相互沖突。平順性要求低剛度和低阻尼特性的座椅懸架，以減小路面激勵(lì)產(chǎn)生的車身振動(dòng)；而抗爆性則要求高剛度和高阻尼特性的座椅懸架，以盡可能多地衰減沖擊波傳遞至人體的能量，降低乘員的受傷風(fēng)險(xiǎn)。目前，被動(dòng)式抗沖擊座椅懸架的線性或弱非線性剛度和阻尼特性決定了其只能滿足抗沖擊座椅特定工況或單一目標(biāo)性能，難以同時(shí)滿足對(duì)抗爆性和平順性的不同要求。

近年來(lái)，智能材料技術(shù)的發(fā)展催生了一種采用磁流變液的可控式減振器。因其具有響應(yīng)快、動(dòng)態(tài)范圍大、可靠性高、能耗小、結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、適應(yīng)性強(qiáng)[10]等優(yōu)點(diǎn)，在車輛抗沖擊座椅上應(yīng)用潛力很大。CHOI Young-Tai和N. M. Wereley[11]針對(duì)抗沖擊座椅懸架設(shè)計(jì)了半主動(dòng)非線性最優(yōu)控制算法，同時(shí)用于振動(dòng)和沖擊控制。BAI Xianxu 等[12]開(kāi)發(fā)了磁流變半主動(dòng)座椅懸架系統(tǒng)的混合控制器，并針對(duì)振動(dòng)和沖擊的不同目標(biāo)設(shè)計(jì)了相應(yīng)的控制策略。上述控制算法和策略均試圖在同一緩沖裝置上同時(shí)實(shí)現(xiàn)減振與緩沖，這對(duì)于裝置本身的控制精度和響應(yīng)速度要求很高，實(shí)現(xiàn)難度大。

本文提出一種面向軍用車輛和特種車輛的兩級(jí)式半主動(dòng)抗沖擊座椅懸架概念設(shè)計(jì)。具體思路為：將座椅懸架系統(tǒng)分為兩級(jí)，第一級(jí)設(shè)置帶有減振控制策略的磁流變阻尼減振器，用于減小車體傳遞至人體的振動(dòng)；第二級(jí)設(shè)置帶有軟著陸控制策略的磁流變阻尼減振器，用于緩解座椅受到的垂向強(qiáng)沖擊載荷。

1 問(wèn)題描述

為了研究?jī)杉?jí)式半主動(dòng)車輛抗沖擊座椅的抗爆性和平順性，一般需要建立包含車輛輪胎、懸架和車身結(jié)構(gòu)的整車動(dòng)力學(xué)仿真模型。在徐博[13]所建立的9 自由度整車動(dòng)力學(xué)模型基礎(chǔ)上，建立了包含4 自由度集中參數(shù)人體模型和半主動(dòng)座椅懸架系統(tǒng)模型的“人體—座椅”動(dòng)力學(xué)仿真模型，并仿真計(jì)算了：正弦激勵(lì)載荷下座椅的有效振幅傳遞率、隨機(jī)不平路面激勵(lì)下的乘員頭部加速度響應(yīng)、半正弦脈沖激勵(lì)下的乘員頭部加速度響應(yīng)。

通過(guò)分析低頻正弦波激勵(lì)下的座椅有效幅值傳遞率，在頻域上評(píng)估抗沖擊座椅的減振性能；使用隨機(jī)不平路面激勵(lì)模擬實(shí)際路面激勵(lì)，以乘員頭部加速度均方根值為評(píng)價(jià)指標(biāo)，評(píng)估座椅懸架在不平路面激勵(lì)下的減振性能；使用半正弦脈沖激勵(lì)模擬相同嚴(yán)酷等級(jí)的爆炸沖擊波載荷，以乘員頭部加速度峰值作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，評(píng)估軟著陸控制對(duì)座椅懸架系統(tǒng)緩沖性能的影響。

2 系統(tǒng)模型建立

2.1 兩級(jí)式座椅懸架模型

受文獻(xiàn)[8]中建立的多級(jí)非線性座椅懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)啟發(fā)，本文提出了兩級(jí)式半主動(dòng)抗沖擊座椅懸架系統(tǒng)概念模型。該懸架系統(tǒng)分為獨(dú)立的2 級(jí)，每一級(jí)均包含一個(gè)彈性元件和一個(gè)磁流變阻尼減振器。其中，第1級(jí)稱為“減振級(jí)”，設(shè)有線性低剛度彈性元件和以平順性控制為目標(biāo)的磁流變減振器，隨著車輛行駛而啟用，主要用于減小不平路面造成的椅面振動(dòng)；第2 級(jí)為“緩沖級(jí)”，設(shè)有高剛度彈性元件和以抗爆炸沖擊為目標(biāo)的阻尼減振器；在座椅懸架動(dòng)行程達(dá)到閾值時(shí)(座椅面與地板之間相對(duì)位移x≥d1)啟用，充分利用座椅懸架的大行程、高剛度和可調(diào)式阻尼特性，盡可能多地吸收車底的沖擊能量，減少傳遞至人體的載荷，達(dá)到乘員“軟著陸”的目的。如圖1 所示。

圖1 兩級(jí)式半主動(dòng)抗沖擊座椅懸架系統(tǒng)模型

2.2 四自由度人體模型

為了獲得不同載荷下的人體響應(yīng)和量化損傷值，需要建立人體力學(xué)模型。集中參數(shù)模型能以較低的計(jì)算成本快速預(yù)測(cè)車輛受垂向載荷時(shí)人體各部分的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。本文采用圖2 所示的四自由度人體集中參數(shù)模型[14]評(píng)估座椅的抗沖擊和平順性能。其中：m、k、c、z為質(zhì)量、剛度、阻尼、位移。該模型包括骨盆、內(nèi)臟、上身軀干和頭部4 部分；各部分之間通過(guò)簡(jiǎn)化的線性剛度和阻尼單元相連；各部分m、k、c參數(shù)見(jiàn)表1。根據(jù)Newton 第二定律，四自由度人體模型的動(dòng)力學(xué)方程可描述為：

圖2 四自由度集中參數(shù)人體模型

表1 四自由度人體模型參數(shù)[13]

其中，Z= [z1,z2,z3,z4]T為由各部分位移變量組成的位移向量；m、K、C分別代表模型的質(zhì)量矩陣、剛度系數(shù)矩陣、阻尼系數(shù)矩陣；F1、F2分別代表座椅懸架產(chǎn)生的彈性力Fk的集合和阻尼力Fc的集合，可表示為：

在垂向載荷作用下，對(duì)四自由度人體模型進(jìn)行驗(yàn)證。根據(jù)垂直跌落試驗(yàn)[15]，座椅受到的垂向沖擊載荷可近似表達(dá)為半正弦加速度脈沖：

其中，脈沖激勵(lì)持續(xù)時(shí)間ts為50 ms。

利用Simulink 建立仿真模型，計(jì)算得到?jīng)_擊載荷下乘員頭部加速度時(shí)程曲線，可以看出，仿真與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)之間存在一定誤差，這是由于集中參數(shù)模型忽略了乘員坐姿和約束情況。但總體來(lái)看，四自由度集中參數(shù)人體模型可以較好地預(yù)測(cè)垂向沖擊載荷下乘員頭部的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)特性，可用于本文提出的抗沖擊座椅懸架系統(tǒng)的性能評(píng)估，如圖3 所示。

圖3 垂向沖擊載荷下的人體頭部加速度響應(yīng)

2.3 磁流變阻尼器模型

磁流變阻尼器是一種利用磁流變液的滯回特性實(shí)現(xiàn)阻尼力精確控制的新型阻尼器。磁流變液主要優(yōu)點(diǎn)包括：黏度變化范圍大且可逆；響應(yīng)迅速，易于實(shí)現(xiàn)實(shí)時(shí)控制；工作溫度范圍寬，穩(wěn)定性好，可以在-50～150℃正常工作[16]。對(duì)阻尼力的精確擬合、預(yù)測(cè)和跟蹤是實(shí)現(xiàn)其控制的前提。由于磁流變液的磁滯非線性特性，采用理論推導(dǎo)難以準(zhǔn)確全面地描述磁流變阻尼器的力學(xué)特性；以激勵(lì)頻率、振幅、速度和控制電流等為輸入變量建立參數(shù)化模型，進(jìn)而通過(guò)力學(xué)特性試驗(yàn)完成參數(shù)識(shí)別。

綜合考慮爆炸沖擊載荷對(duì)“緩沖級(jí)”阻尼力控制精度和計(jì)算效率的要求，建立抗沖擊座椅懸架磁流變阻尼器的Hysteretic 數(shù)學(xué)模型[17]。該模型是一種易與控制系統(tǒng)集成的滯后阻尼器模型，由磁滯元件、線性阻尼及線性剛度組成，具有耐溫性和響應(yīng)迅速的特點(diǎn)。此外，該阻尼器建模準(zhǔn)確，能成功實(shí)現(xiàn)理想的控制性能，其阻尼力可近似表達(dá)為：

其中：j為阻尼擬合系數(shù)，p為剛度擬合系數(shù)，α為縮放因子，f0為模型整體的偏置力，δ和β為形狀因子。δ取為定值，其余4 個(gè)參數(shù)為：

磁流變阻尼器外特性試驗(yàn)數(shù)據(jù)[17]，采用Matlab的lsqnonlin 函數(shù)辨識(shí)得到不同電流和速度情況下的6個(gè)參考值j、p、α、f0、δ、β，利用最小二乘法擬合得到仿真模型參數(shù)，如表2 所示。

表2 磁流變阻尼器模型參數(shù)

為了驗(yàn)證仿真模型精度，將1 A 電流下仿真與試驗(yàn)得到的阻尼器力學(xué)特性數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，可以看出，阻尼器仿真模型最大預(yù)測(cè)誤差不超過(guò)5%，滿足精度要求，如圖4 所示。

圖4 1 A 電流下的磁流變阻尼器力學(xué)特性曲線

3 磁流變阻尼控制策略分析

半主動(dòng)抗沖擊座椅懸架系統(tǒng)由懸架骨架、彈性元件、磁流變阻尼器、控制器、電流驅(qū)動(dòng)器以及各類傳感器組成。通過(guò)安裝于座椅面上的傳感器實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)座椅運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，由控制器計(jì)算得到期望阻尼力，經(jīng)過(guò)磁流變阻尼器逆模型計(jì)算得到控制電流，進(jìn)而通過(guò)電流驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)阻尼器實(shí)現(xiàn)阻尼力控制，其工作原理如圖5所示。

圖5 磁流變阻尼力控制原理

在振動(dòng)控制中，不需要考慮懸架行程對(duì)減振效果的影響，減振目標(biāo)包括： 1) 降低座椅的整體固有頻率，以避開(kāi)人體各部位敏感頻率帶； 2) 減小駕駛室地板與座椅面之間的振動(dòng)傳遞率，以滿足舒適性要求?？紤]到阻尼器結(jié)構(gòu)的復(fù)雜性，且為了滿足控制精度和計(jì)算速度要求，采用天棚控制和比例 積分 微分算法(proportion integration differentiation, PID)控制作為座椅懸架系統(tǒng)的第一級(jí)（即減振級(jí)）控制策略。抗沖擊控制目標(biāo)在于充分利用座椅懸架的可變形行程，盡可能多地吸收車底沖擊能量，降低對(duì)人體的沖擊傷害。為此，采用軟著陸控制作為座椅懸架系統(tǒng)的第二級(jí) （即緩沖級(jí)）控制策略。

3.1 天棚控制策略

天棚控制[18]是目前半主動(dòng)懸架振動(dòng)控制的主要策略，核心思想為控制阻尼器開(kāi)閉以減小座椅面與車體地板之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度，其阻尼力可表示為

其中：?s為車體地板的垂向速度，?0為座椅面的垂向速度。當(dāng)座椅面與地板之間的相對(duì)速度與地板速度方向相同時(shí)，阻尼器開(kāi)始工作，控制電流取最大值Imax，阻尼力FMR等于天棚控制力Fsky= -?s(?s-?0)；反之，阻尼器停止工作，控制電流和阻尼力均為零。系統(tǒng)工作時(shí)只需在零電流和最大電流之間切換，無(wú)需進(jìn)行復(fù)雜的逆模型求解，提高了響應(yīng)速度。

3.2 PID 控制策略

PID 算法控制在懸架控制中應(yīng)用較為廣泛，PID控制器以座椅面速度與零值的偏差作為反饋，通過(guò)控制器計(jì)算得到當(dāng)前座椅運(yùn)動(dòng)狀態(tài)下所期望的阻尼力，并根據(jù)阻尼器輸出力范圍，得到可提供的理想阻尼力，再通過(guò)磁流變阻尼器逆模型計(jì)算出期望電流，由電流驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)減振器產(chǎn)生相應(yīng)的阻尼力以抑制座椅振動(dòng)。

3.3 軟著陸控制策略

Wereley 等人[19]基于單自由度落錘系統(tǒng)，提出了一種能充分利用阻尼器活塞緩沖行程的軟著陸控制策略，其核心思想為控制活塞行至行程末端時(shí)速度為零，即最大程度地利用阻尼器可用行程，使得落錘以基本恒定的減速度減速至0，達(dá)到軟著陸的目的。

本文參考落錘沖擊緩沖系統(tǒng)，給出“緩沖級(jí)”軟著陸控制策略的一種具體實(shí)現(xiàn)方法。如圖6 所示，通過(guò)實(shí)時(shí)采集座椅面與車體地板之間的相對(duì)位移zs、相對(duì)速度?s以及阻尼器剩余可用行程SMERA，計(jì)算得到軟著陸所期望的加速度值ad；根據(jù)座椅面上一時(shí)刻的加速度以及實(shí)際輸出的阻尼力，計(jì)算出系統(tǒng)當(dāng)前需要的期望阻尼力；經(jīng)阻尼力跟蹤系統(tǒng)計(jì)算得到期望勵(lì)磁電流，最后通過(guò)電流驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)阻尼器產(chǎn)生相應(yīng)的阻尼力，使座椅面以期望的加速度下落。軟著陸控制策略可表達(dá)為：

圖6 軟著陸控制原理

其中： ΔF為期望加速度ad與實(shí)際加速度s所需合外力之差；Fexp為控制系統(tǒng)的期望輸出阻尼力；Freal為阻尼器實(shí)際輸出阻尼力。

4 仿真結(jié)果分析

4.1 正弦激勵(lì)載荷下的仿真結(jié)果

座椅有效振幅傳遞率(seat effective amplitude trans missibility, SEAT)是目前座椅減振性能的主要評(píng)價(jià)指標(biāo)[20]，其表達(dá)式為：

其中：Gxx(f)表示頻率f下的座椅面加速度功率譜密度，Gww(f)為頻率f下的座椅地板加速度功率密度譜，Wk為標(biāo)準(zhǔn)ISO2631、根據(jù)人體對(duì)不同頻率的敏感程度給出的頻率權(quán)重。

為了評(píng)估座椅有效振幅傳遞率，基于Simulink 仿真平臺(tái)，利用人體-座椅模型進(jìn)行正弦激勵(lì)載荷下的系統(tǒng)頻響分析，頻率范圍0～10 Hz，頻率步長(zhǎng)0.25 Hz。仿真獲得被動(dòng)座椅懸架、天棚控制及PID 控制下的座椅有效振幅傳遞率與輸入頻率關(guān)系如圖7 所示。最大有效振幅傳遞率及其對(duì)應(yīng)的固有頻率列于表3。

圖7 被動(dòng)懸架及不同控制策略下座椅有效傳遞率

表3 3 種懸架的座椅最大有效振幅傳遞率和固有頻率

如圖7 所示：高頻振動(dòng)對(duì)乘員乘坐舒適性影響不大，3 種座椅懸架的減振效果差別很小；而座椅有效振幅傳遞率在人體垂向振動(dòng)敏感頻率區(qū)間2～4 Hz 內(nèi)達(dá)到峰值，容易產(chǎn)生共振；與被動(dòng)懸架相比，采用半主動(dòng)控制懸架的座椅固有頻率和有效振幅傳遞率均有所下降，減振效果更好。其中，天棚控制策略下半主動(dòng)懸架最大傳遞率為5.12，相比被動(dòng)懸架下降了18.7 %；PID 控制策略下半主動(dòng)懸架最大傳遞率為5.08，相比被動(dòng)懸架下降了19.4%。

4.2 路面激勵(lì)載荷下的仿真結(jié)果

車輛正常行駛時(shí)受到的路面激勵(lì)主要源自道路高程的不平度。當(dāng)車速恒定時(shí)，路面不平度服從零均值的Gauss 概率分布，是以時(shí)間為參數(shù)的隨機(jī)過(guò)程。本文通過(guò)隨機(jī)路面的濾波白噪聲建立時(shí)速40 km/h下的B 級(jí)路面時(shí)域模型，其數(shù)學(xué)表達(dá)式為

其中，n00為下截止空間頻率，取0.011 m-1；Gq(n0)為路面不平度系數(shù)，單位為m3；n0為參考空間頻率，n0=0.1 m-1；W(t)為均值為零的Gauss 白噪聲；q(t)為路面隨機(jī)高程位移，單位為m。

將車輛以40 km/h 的速度行駛在B 級(jí)路面上所產(chǎn)生的振動(dòng)時(shí)域信號(hào)作為人體-座椅模型激勵(lì)信號(hào)，仿真得到乘員頭部加速度時(shí)域響應(yīng)，如圖8a 所示。以10 s內(nèi)的乘員頭部加速度均方根(RMS)值作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，對(duì)3 種座椅懸架的減振效果進(jìn)行評(píng)估；3 種座椅懸架對(duì)應(yīng)的乘員頭部加速度RMS 值頻域響應(yīng)fRMS如圖8b 所示，其最大值列于表4。

表4 3 種座椅懸架的乘員頭部加速度均方根最大值

圖8 B 級(jí)路面激勵(lì)下乘員頭部加速度仿真結(jié)果

仿真結(jié)果表明：相比被動(dòng)懸架，半主動(dòng)座椅懸架能夠大幅度降低共振區(qū)頻段的乘員頭部加速度值，且PID 控制效果要優(yōu)于天棚控制。在隨機(jī)B級(jí)路面激勵(lì)下，天棚控制懸架對(duì)應(yīng)的乘員頭部加速度RMS 值相比被動(dòng)懸架下降了32.9%；PID 控制懸架對(duì)應(yīng)的乘員頭部加速度RMS 值相比被動(dòng)懸架下降了35.6%，減振效果更為明顯。

4.3 爆炸沖擊載荷下的仿真結(jié)果

為了評(píng)價(jià)座椅的抗爆炸沖擊性能，美軍及北約開(kāi)展了大量的座椅跌落試驗(yàn)，其載荷可近似表示為峰值200g的半正弦加速度脈沖[21]，相應(yīng)的數(shù)學(xué)表達(dá)式為：

以式(10)表示的爆炸沖擊載荷加速度脈沖作為輸入，采用本文建立的人體-座椅聯(lián)合仿真模型，獲得被動(dòng)座椅懸架和采用“軟著陸”控制策略的半主動(dòng)座椅懸架下的人體頭部加速度時(shí)程曲線對(duì)比，如圖9 所示。

圖9 爆炸沖擊載荷下乘員頭部加速度仿真結(jié)果

通過(guò)人體頭部加速度峰值評(píng)估抗沖擊座椅的抗爆性。被動(dòng)座椅懸架下的加速度峰值為40g，兩級(jí)式半主動(dòng)座椅懸架加速度峰值為23g，使用半主動(dòng)座椅懸架頭部加速度峰值降低了42.5%。

5 結(jié)論

提出了一種面向軍用和特種車輛的兩級(jí)式半主動(dòng)抗沖擊座椅懸架的概念設(shè)計(jì)，建立了磁流變阻尼器的Hysteretic 力學(xué)模型，利用振動(dòng)測(cè)試臺(tái)測(cè)得的阻尼器外特性數(shù)據(jù)，辨識(shí)了模型中對(duì)應(yīng)的系數(shù)?；跀?shù)值模型，仿真分析了天棚控制和PID 控制下座椅的平順性和加入軟著陸控制后座椅的抗爆性。結(jié)果表明：

與被動(dòng)座椅懸架相比，在標(biāo)準(zhǔn)B 級(jí)路面下，加入半主動(dòng)控制后座椅懸架系統(tǒng)固有頻率和加速度均方根值相比被動(dòng)座椅懸架下降明顯，座椅舒適度得到了有效提升；采用軟著陸控制策略的半主動(dòng)座椅懸架系統(tǒng)“緩沖級(jí)”能充分利用懸架動(dòng)行程，有效避免了爆炸載荷下乘員的受傷風(fēng)險(xiǎn)。

此外，兩級(jí)懸架各自獨(dú)立，可根據(jù)不同需求設(shè)計(jì)相應(yīng)的磁流變阻尼器控制策略，具有較大的工程應(yīng)用潛力。