单自由度旋转系统的动态性能分析
单自由度模态分析理论
要点二
非线性模态分析的研 究
目前，大多数模态分析研究都集中在 线性系统上。然而，在许多工程应用 中，非线性因素对结构振动的影响是 不可忽视的。因此，未来可以进一步 研究非线性模态分析方法，以更准确 地描述这些非线性效应。
要点三
智能材料和结构的应 用
随着智能材料和结构的发展，它们在 许多领域的应用越来越广泛。这些材 料和结构具有独特的动态特性，需要 新的模态分析方法来描述。因此，未 来的研究可以探索适用于智能材料和 结构的模态分析方法。
背景
随着工程结构的日益复杂化，模态分析在结构健康监测、振 动控制、地震工程等领域的应用越来越广泛。单自由度模态 分析作为模态分析的基础，为多自由度模态分析提供了理论 支持。
模态分析的定义
模态
模态是结构的固有振动特性，包 括频率、阻尼比和振型。
模态分析
模态分析是通过试验或数值方法 识别结构的模态参数的过程。
模态振型之间具有正交性， 即不同模态的振动不会相 互干扰。
选择性
在实际工程中，可以根据需要 选择特定的模态进行分析，以 简化计算和提高分析效率。
Part
03
单自由度系统的01
激振器激励
STEP 02
自由衰减振动
通过激振器对系统施加激励 ，使其产生振动响应，然后 采集响应信号进行分析。
04
单自由度系统的模态特性分析
模态正交性分析
模态正交性是指在模态空间中，不同的模态之间相互独立， 没有耦合关系。在单自由度系统中，模态正交性表现为各模 态振型函数的正交性，即它们的内积为零。
模态正交性的意义在于，它使得各模态之间互不干扰，各自 独立地响应外部激励，从而使得系统的响应可以通过叠加各 模态的响应得到。
机械设计中的非线性动力学分析与动态优化设计探究
2021.12科学技术创新伴随着科学技术的快速发展，机械设计产品更新换代速度不断加快，要求在缩短产品设计周期的同时提高产品设计质量。
而机械产品结构、功能的日渐复杂，给机械设计带来了困难。
运用非线性动力学分析方法及多学科理论解决高维复杂非线性动力学系统动态分析问题，为机械结构优化设计提供有效途径。
因此应加强机械设计中的非线性动力学分析与动态优化设计研究，从而根据力和运动关系加快机械产品优化改进。
1机械设计中的非线性动力学分析1.1机械系统振动分析在轴承、螺旋桨等旋转机械转动的过程中，将产生固有振动频率，与之装配在一起的结构同样会产生振动频率，可能引发结构共振问题，造成机械设备运动期间产生较大振动力，给机械性能带来影响。
因为机械结构局部承受较大振动力，经过长时间运转后会引发结构疲劳现象，容易造成结构断裂、损坏。
而振动问题也属于非线性动力学问题，因为在不同方向上拥有不同振动源。
通过分析机械在力作用下的运动及运动过程中产生的力，能够根据二者关系找到设备存在的缺陷，通过优化结构实现机械运动性能改进。
以轴承系统为例，发生的振动可以划分为扭转振动、回转振动和纵向振动。
按照轴系运动模式，可以确定振动来自螺旋桨和主机两端，受不均匀扭转和不稳定功率输出等因素影响，将给轴系运行带来安全威胁[1]。
实现结构固有振动频率与运转频率分隔，设置合理裕度值，能够防止共振事件的发生，保证系统安全运行。
如万吨级船舶轴系需要维持低转速，确保推力和扭矩值达到预设，因此每秒只有十几转。
在固有频率较低的情况下，根据亚谐振动原理，为避免低阶临界转速现象出现，应设置较大裕度，确保结构无法达到共振效果。
1.2机构运动弹塑性分析随着现代机械向着高精度、高效化的方向发展，机械设备运转速度不断加快，对机械系统材料、几何特性等都提出了一定要求，在构建动力模型时需要完成应力、应变、频率等各种参数计算，确保系统能够达到理想动态特性。
其中，复杂连杆形状带有任意性，边界条件也会随时调整，在给定频率、材料特性等参数条件下，需要对机构运动弹塑性展开分析，以免在动态环境下出现弹性运动与刚性运动耦合问题，造成连杆机构出现低阶临界转速问题。
振动系统的自由度和阻尼对振动的影响如何
振动系统的自由度和阻尼对振动的影响如何一、振动系统的自由度振动系统的自由度是指系统在空间中独立运动的数量。
在物理学中，一个自由度通常指的是一个物体在某个参考系下可以独立运动的程度。
对于振动系统来说，自由度决定了系统的复杂程度和可能的状态。
1.单自由度系统：指系统在空间中只能沿一个方向或一个轴进行振动。
例如，一根弹簧振子就是一个单自由度系统。
2.多自由度系统：指系统在空间中有多个方向或多个轴可以进行振动。
例如，一个弹簧-质量系统，如果它可以在三维空间中的任意方向振动，则它是一个三自由度系统。
二、阻尼对振动的影响阻尼是振动系统中能量耗散的机制，它会使振动的振幅逐渐减小，直至振动停止。
阻尼对振动的影响主要表现在以下几个方面：1.阻尼比：阻尼比是描述阻尼特性的一个参数，定义为阻尼力与恢复力的比值。
阻尼比越大，系统的振动衰减越快，振幅减小得越迅速。
2.阻尼对振动幅值的影响：在初始阶段，阻尼对振动幅值的影响较小，但随着振动时间的增加，阻尼作用逐渐明显，振幅逐渐减小。
3.阻尼对振动周期的影响：阻尼对振动周期没有直接影响，振动周期仅与系统的弹性特性和质量有关。
4.阻尼对振动稳定性的影响：适当的阻尼可以提高振动的稳定性，防止系统发生过度振动或共振。
然而，过大的阻尼可能会导致系统过早地停止振动，影响某些应用中的振动性能。
三、自由度和阻尼的相互作用自由度和阻尼的相互作用表现在以下几个方面：1.自由度越多，系统可能出现的振动状态越多，同时阻尼对振动的影响也越复杂。
2.在多自由度系统中，各个自由度之间的振动可能会相互耦合，使得系统的振动特性更加复杂。
3.阻尼的存在可能会影响自由度之间的耦合关系，从而改变系统的振动特性。
综上所述，振动系统的自由度和阻尼对振动的影响是多方面的，它们相互作用决定了系统的振动特性。
了解这些知识点有助于我们更好地分析和解决实际问题。
习题及方法：1.习题：一个单自由度弹簧振子在无阻尼状态下做简谐振动，其质量为m，弹簧常数为k，振动的初始位移为A。
数控机床的动态特性概述
数控机床的动态特性概述李凯旋研究机床动态特性的重要性和必要性现代机床正向高速，大功率，高精度的方向发展，除了要求机床重量轻，成本低，使用方便和具有良好的工艺性能外，对机床的加工性能要求也愈来愈高。
机床的加工性能与其动态特性紧密相关。
由于受到理论分析和测试实验手段落后的限制，传统的机床设计的主要依据是静刚度和静强度，对机床的动态特性考虑较少。
结果常常是以较大的安全系数加强机床结构。
导致机床结构尺寸和重量加大。
并不能从根本上改观机床的动态特性。
机床的动态特性的基本概念机床的动态性能是指机床运转之后振动、噪声、热变形与磨损等性能的总称。
但长期以来主要指的是机床的振动性能，即主要指机床抵抗振动的能力。
【1】⎪⎪⎪⎪⎩⎪⎪⎪⎪⎨⎧===振型）振型（一阶振型，二阶变形大小）动态柔度变形的能力。
动刚度：动载荷下抵抗变形的能力。
静刚度：静载荷下抵抗为临界阻尼系数为阻尼系数，阻尼比）（固有角频率固有频率(/1r r ,r/r 2/f f co co n n n n d k ωξπωω机床结构的动态特性参数主要参数包括固有频率，阻尼比，振型，动刚度等。
机床的动态分析主要是研究抵抗振动的能力，包括抗振性和切削稳定性，【2】⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧⎪⎩⎪⎨⎧切削自激振的能力）切削稳定性（机床抵抗主要零件的固有频率阻尼特性机床的结构刚度振动的能力）抗振性（机床抵抗受迫激振力：由回转的不平衡质量作为振动系统的振动源产生的周期性简谐振动。
【1】诸乃雄，机床动态设计原理与应用[M]上海：同济大学出版社，1987:1-3【2】陈雪瑞，金属切削机床设计[ M ] 太原: 山西科学教育出版社, 1988.147-151主要指标外力的激励频率与物体的固有频率相等时，物体的振动形态成为主振型或一阶振型。
外力的激励频率是物体固有频率二倍时，物体的振动形态为二阶振型，以此类推.......机床的动态特性基本概念抗振性的衡量标准一般用产生单位振动量所需要的激振力表示。
第二章单自由度系统自由振动)
（1）等效刚度
通常用能量法求复杂系统的等效刚度，即按实际系统要转化的弹簧 的弹性势能与等效系统弹簧势能相等的原则来求系统的等效刚度。
1、单自由度系统及其振动微分方程建立 （1）单自由度振动系统
（2）单自由度系统振动方程的建立方法 ①牛顿第二定律或达朗贝尔原理
f m&x& f m&x& 0 M J&& M J&& 0
例题2-1 （教材例题2.10） 建立如图所示振动系统的振动微分方程。
ml&x&
若动能达到最大Tm ax时取势能为0，则动能为0时，势能必取得最大值U m ax
Tm
ax＝U
m
，可由此得到固有频率
ax
例题：求圆轴圆盘扭振系统的振动固有频率
T 1 m(l)2
2
U 1 k(a)2
2
d [1 m(l)2 1 k(a)2 ] 0
dt 2
2
可得 ＋ k ( a )2 0
例题2-3
meq J m1r 2 m2 R2 keq (k1 k3 )r 2 (k2 k4 )R2
例题2-4 （教材例题2.4）
例题2-5 （教材例题2.5）
me
m
L
3
mA
J
mvb2 a2
1 3
msb2
例题2-6 （教材例题2.3、2.6） 求轴向轴转化的单轴系的等效刚度和等效旋转质量
振动的测试专题知识讲座
第5章 第1节 振动测试基础
三、振动对象旳理论模型
1、单自由度振动系统 一种单自由振动系统能够抽象为一种二阶系统，其幅频、相 频特征曲线为：
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第5章 第1节 振动测试基础
三、振动对象旳理论模型
2、多自由度振动系统 对复杂旳多自由度振动系统能够看成是多种单自由度振动
第5章 第2节 振动旳鼓励
二、激振器
1、电动式激振器 电动式激振器旳构造如下图所示。它由弹簧﹑壳体﹑磁钢﹑ 顶杆﹑磁极板﹑铁芯和驱动线圈等元件构成。驱动线圈和顶杆 相固连，并由弹簧支撑在壳体上，使驱动线圈恰好位于磁极所 形成旳高磁通密度旳气隙中。当驱动线圈有交变电流经过时， 线圈受电动力旳作用，力经过顶杆传给试件，即为所需旳激振 力。
脉冲连续时间τ。τ取决于锤端旳材料，材料越硬τ越小，则频
率范围越大。 ③阶跃激振 阶跃激振旳激振力来自一根刚度大﹑重量轻旳弦。试验时，
在激振点处，由力传感器将弦旳张力施加在试件上，使之产生 初始变形，然后忽然切断张力弦，所以相当于对试件施加一种 负旳阶跃激振力。阶跃激振属于宽带激振，在建筑构造旳振动 测试中被普遍应用。
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第5章 第2节 振动旳鼓励
二、激振器
激振器是对试件施加激振力，激起试件振动旳装置。激振器 应该在一定频率范围内提供波形良好﹑幅值足够旳交变力。某 些情况下需要施加一定旳稳定力作为预加载荷。另外，激振器 应尽量体积小﹑重量轻。
常用旳激振器有电动式、电磁式和电液式三种。
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二、激振器
2、电磁式激振器
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第5章 第2节 振动旳鼓励
二、激振器
2、电磁式激振器 电磁式激振器使用 时要注意旳两个问题： （1）电磁式激振器 要想正常工作，则必 须加上直流电流（直 流分量）。 （2）应选择： B0>>B1，以此来减 小二次谐波分量旳影 响。
机械振动测试与分析.docx机械振动测试与分析.docx
第8章机械振动测试与分析8.1 概述机械振动是自然界、工程技术和日常生活中普遍存在的物理现象。
各种机器、仪器和设备运行时，不可避免地存在着诸如回转件的不平衡、负载的不均匀、结构刚度的各向异性、润滑状况的不良及间隙等原因而引起受力的变动、碰撞和冲击，以及由于使用、运输和外界环境下能量传递、存储和释放都会诱发或激励机械振动。
所以说，任何一台运行着的机器、仪器和设备都存在着振动现象。
在大多数情况下，机械振动是有害的。
振动往往会破坏机器的正常工作和原有性能，振动的动载荷使机器加速失效、缩短使用寿命甚至导致损坏造成事故。
机械振动还直接或间接地产生噪声，恶化环境和劳动条件，危害人类的健康。
因此，要采取适当的措施使机器振动在限定范围之内，以避免危害人类和其他结构。
随着现代工业技术的发展，除了对各种机械设备提出了低振级和低噪声的要求外，还应随时对生产过程或设备进行监测、诊断，对工作环境进行控制，这些都离不开振动测量。
为了提高机械结构的抗振性能，有必要进行机械结构的振动分析和振动设计，找出其薄弱环节，改善其抗振性能。
另外，对于许多承受复杂载荷或本身性质复杂的机械结构的动力学模型及其动力学参数，如阻尼系数、固有频率和边界条件等，目前尚无法用理论公式正确计算，振动试验和测量便是唯一的求解方法。
因此，振动测试在工程技术中起着十分重要的作用。
振动测试的目的，归纳起来主要有以下几个方面：(1) 检查机器运转时的振动特性，以检验产品质量；(2) 测定机械系统的动态响应特性，以便确定机器设备承受振动和冲击的能力，并为产品的改进设计提供依据；(3) 分析振动产生的原因，寻找振源，以便有效地采取减振和隔振措施；(4) 对运动中的机器进行故障监控，以避免重大事故。
一般来讲，振动研究就是对“机械系统”、“激励”和“响应”三者已知其中两个，再求另一个的问题。
振动研究可分为以下三类：(1) 振动分析，即已知激励条件和系统的振动特性，欲求系统的响应；(2) 系统识别，即已知系统的激励条件和系统的响应，要确定系统的特性，这是系统动态响应特性测试问题；(3) 环境预测，即已知系统的振动特性和系统的响应，欲确定系统的激励状态，这是寻求振源的问题。
振动力学结构力学
03
结构的边界条件和支撑条件
这些条件对结构的振动行为有显著影响，限制了振动力学的行为。
01
结构的刚度和质量分布
结构的刚度和质量分布影响振动的传递和分布，进而影响振动力学的行为。
02
结构的阻尼特性
阻尼是结构对振动的消耗能力，对振动力学的行为有重要影响。
结构力学对振动力学行为的制约
利用结构力学知识设计和优化振动控制系统，改善结构的振动响应。
结构力学是研究结构在各种力和力矩作用下的响应和行为的学科。
结构力学概述
研究结构在静力载荷作用下的响应，包括力的平衡、变形和应力分布等。
静力学原理
研究结构在动力载荷作用下的响应，包括振动、冲击和动力稳定性等。
动力学原理
研究弹性结构在各种力和力矩作用下的响应，包括弹性变形、应力和应变等。
弹性力学原理
结构分析的基本原理
结构优化设计案例
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详细描述
振动测试案例
总结词
振动控制是利用一定的控制策略和技术手段减小或抑制结构振动的措施，以达到提高结构稳定性和减小振动对周围环境的影响。
要点一
要点二
详细描述
在振动控制案例中，首先需要确定控制目标和设计控制策略，如主动控制、被动控制和混合控制等。然后，选择合适的控制装置和传感器，进行系统建模和仿真分析。在实施控制策略时，需要确保系统的实时性和准确性，并对控制效果进行评估和调整。最后，对控制结果进行详细分析，包括性能指标分析和优化设计等，以达到最佳的控制效果。
振动控制
结合振动力学和结构力学的方法，对结构进行健康监测和损伤识别。
结构健康监测
利用振动力学和结构力学的原理，设计和实施有效的振动隔离和减振措施。
2020年同等学力申硕《机械工程学科综合水平全国统一考试》题库【真题精选＋章节题库】
目 录第一部分 考研真题精选2008年同等学力申硕《机械工程学科综合水平全国统一考试》真题及详解2009年同等学力申硕《机械工程学科综合水平全国统一考试》真题及详解2010年同等学力申硕《机械工程学科综合水平全国统一考试》真题及详解第二部分 章节题库第一章 机械工程控制基础第二章 机械动力学基础第三章 现代设计方法第四章 CAM和先进制造技术第五章 机电一体化技术第六章 机车车辆动力学第七章 汽车动力学第一部分 考研真题精选2008年同等学力申硕《机械工程学科综合水平全国统一考试》真题及详解注：本试卷满分为100分，其中第一部分必考题60分，每位考生必答；第二部分选考题40分，共五组试题，任选一组作答。
多选者只按首选计分。
第一部分 必考题（两组，共60分）A组（共30分）一、填空题（本大题共8空，每空1分，共8分）1控制系统的基本性能要求一般有______、______和______。
【答案】稳定性；快速性；准确性【解析】本题的考点是控制系统的基本性能要求，通常指稳定性、快速性和准确性。
2若系统的______是线性的，则这种系统是______，线性系统最重要的特性是______原理。
【答案】数学模型的表达式；线性系统；可以运用叠加本题的考点是线性系统的定义和特征。
线性系统指数学模型表达式是线性的系统；【解析】线性系统可以运用叠加原理，即系统在多个外加作用下的响应等于各个外加作用单独作用下的响应之和。
3方块图是系统中各环节的功能和信号流向的图解表示方法，由______、______和分支点等构成。
【答案】基本方块；相加点【解析】本题的考点是方块图的定义。
方块图表示系统中各环节的功能和信号流向，包括基本方块、相加点和分支点。
二、简答题（本大题共4小题，每小题3分，共12分）1试解释机械工程系统中的信息传递、反馈及反馈控制。
【答案】（1）信息及信息传递①信息：指所有能表达一定含义的信号、密码、情报和消息。
单自由度主动磁悬浮轴承-转子系统输入时滞稳定性研究
第50 卷第 6 期2023年6 月Vol.50，No.6Jun. 2023湖南大学学报（自然科学版）Journal of Hunan University（Natural Sciences）单自由度主动磁悬浮轴承-转子系统输入时滞稳定性研究金超武†，马彦超，周瑾，徐园平，叶周铖（南京航空航天大学机电学院，江苏南京 210016）摘要：为了研究控制器的输入时滞对主动磁悬浮轴承-转子系统稳定性与动态性能的影响，建立具有输入时滞的主动磁悬浮轴承-转子系统等效模型，并通过分析系统内Hopf分岔的存在性条件得到主动磁悬浮轴承-转子系统失稳时临界时滞的近似值. 利用MATLAB/Simu⁃link仿真分析控制参数对系统稳定性的影响，进一步验证Hopf分岔的存在性，从系统幅频特性和相频特性的角度探究输入时滞对闭环系统抑制外部干扰能力的影响规律，对仿真内容进行实验验证. 结果表明，输入时滞的增加导致系统发生Hopf分岔，并使闭环系统的幅频响应曲线峰化现象加剧，降低系统的稳定性. 对于PID控制器来说，增大比例增益、减小微分增益将放大输入时滞对系统稳定性的影响.关键词：输入时滞；主动磁悬浮轴承-转子；稳定性；Hopf分岔中图分类号：TH133.3 文献标志码：AResearch on Input Time Delay Stability of Single Degree of Freedom ActiveMagnetic Bearing-rotor SystemJIN Chaowu†，MA Yanchao，ZHOU Jin，XU Yuanping，YE Zhoucheng（College of Mechanical and Electrical Engineering， Nanjing University of Aeronautics and Astronautics， Nanjing 210016，China）Abstract：To study the influence of the input time delay of the controller on the stability and dynamic performance of the active magnetic bearing-rotor system， an equivalent model of the active magnetic bearing-rotor control system with input time delay is established，and the approximate value for the critical delay of the active magnetic bearing-rotor system is obtained by analyzing the existing conditions of Hopf bifurcation in the system. The influence of control parameters on system stability is analyzed by MATLAB/Simulink simulation， and the existence of Hopf bifurcation is further verified. The influence of input time delay on the ability of closed-loop systems to suppress external interference is explored from the perspective of system amplitude-frequency characteristics and phase frequency characteristics. Finally，experimental verification is carried out on the simulation content. The results show that the increase of the input time delay will leads to the Hopf bifurcation of the system. The peaking phenomenon of the amplitude-frequency response curve of the closed-loop system is aggravated， and the stability of∗收稿日期：2022-08-29基金项目：国家自然科学基金资助项目（51875275，52275059）， National Natural Science Foundation of China（51875275，52275059）；江苏省重点研发计划项目（BE2019122）， Key Research and Development Plan of Jiangsu Province（BE2019122）；江苏省第十六批“六大人才高峰”高层次人才项目（JNHB-041）， The 16th Batch of “Six Talent Peaks” High-level Talent Projects in Jiangsu Province（JNHB-041）作者简介：金超武（1980—），男，湖南长沙人，南京航空航天大学副教授，博士† 通信联系人，E-mail：******************.cn文章编号：1674-2974（2023）06-0127-10DOI：10.16339/ki.hdxbzkb.2023177湖南大学学报（自然科学版）2023 年the system is reduced. For PID controller， increasing the proportional gain and decreasing the differential gain can amplify the influence of input delay on system stability.Key words：input time delay；active magnetic bearing-rotor；stability；Hopf bifurcation主动磁悬浮轴承（Active Magnetic Bearing，AMB）利用可控电磁力将转子悬浮在设定的工作位置，因其具有无机械接触、高转速、低功耗、可在线检测以及可主动控制等优点而得以在压缩机、膨胀机等高速旋转机械中广泛应用［1］. 当用于控制与驱动AMB的电子设备对环境比较敏感，需将相关电子设备与磁悬浮轴承本体进行分离时（例如深海钻井平台、风力发电等应用场所），由于控制系统与执行单元的分布设置，控制回路中的时滞量进一步增加，这将导致系统内的时滞问题更加凸显［2］，严重时甚至导致系统失稳. 在主动磁悬浮轴承-转子系统中，控制器内控制算法运算执行、信号在功率放大器电路中的传导转换等因素的存在，使得输入磁悬浮轴承的控制电流内存在一定的时滞，该时滞称为控制器输入时滞［3］（后文简称输入时滞）. 在输入时滞的影响下，主动磁悬浮轴承-转子系统将表现出复杂的动力学行为，如周期、拟周期以及混沌等形式［4］，并且随着转速的提高以及对系统动力学行为的研究要求越来越精细，有关时滞对系统影响的研究显得愈发迫切.近30年来，针对主动磁悬浮轴承-转子系统中的时滞问题，众多学者对此进行了许多突破性的研究，为研究系统时滞问题采用各类数值分析方法，提供强有力的分析工具. 为了分析时滞系统的动力学特性，Ruan等［5］利用特征值法对Hopf分岔的分岔方向、振幅以及周期等方面进行了研究，并概括了切实可行的计算公式. 在此基础上，Wang等［6］对特征方程的一些临界情况，例如零点为单根或双根等进行了讨论，并研究了在上述情况下不动点的稳定性和零解附近的动力学问题. 利用所得的基本定理，可以很好地判断该类磁悬浮轴承系统Hopf分岔的存在性以及平衡点的渐近稳定性.Xu等［7］将具有时滞的主动磁悬浮轴承-转子系统作为研究对象，对系统的稳定性和分岔存在情况进行了研究，并进行了动力学方面的分析. 王珍［8］研究了一类具时滞的磁悬浮系统模型，对系统平衡点的稳定性和Hopf分岔等进行了分析，并研究了系统时滞量、比例增益以及微分增益等参数对系统动力学性质的影响规律. Su 等［9］对基于PD控制的AMB系统的时滞问题进行了研究，讨论了系统时滞对磁悬浮轴承系统的影响，推导了引起系统不稳定的最大延迟时间的显式公式和数值解，并给出了单自由度AMB系统时滞效应的数值模拟结果. 郑凯等［10-11］对AMB系统进行了时滞动力学建模，发现即使是控制反馈回路中的微小时滞也会对高速转子系统的稳定性产生重大影响. Li等［12］利用数值方法研究了速度反馈控制回路的时滞对单自由度AMB系统强迫振动的影响，验证了时滞增加将使稳定周期运动的幅度增大，系统可能会出现失控现象.上述研究表明，时滞将影响主动磁悬浮轴承-转子系统的性能及稳定性. 但是，当前对于主动磁悬浮轴承-转子系统的时滞研究主要存在两大局限性：①大多是从单一角度研究时滞对主动磁悬浮轴承-转子系统的影响，未从多角度进行体系化的研究；②大多集中在理论研究层面，试验研究匮乏.针对上述局限性，本文对基于PID控制的主动磁悬浮轴承-转子系统的输入时滞问题开展研究，从控制器参数、Hopf分岔以及闭环系统幅频、相频特性等多个角度研究输入时滞对系统稳定性的影响，并进行了相关仿真与实验. 通过对输入时滞系统稳定性进行多角度的分析，为实际工程应用中的控制器参数调试提供指导，降低输入时滞对系统稳定性的影响.1 理论分析1.1 主动磁悬浮轴承-转子系统临界时滞图1为具有输入时滞的AMB-转子系统等效模型，主要包含控制器、功率放大器、电磁铁-转子以及位移传感器等.将输入时滞引入系统后，该系统的运动微分方程可表示为：()()()t-+=tiktxktxm x ix&&（1）式中：m为转子质量；x（t）为转子位移；τ为输入时滞；ix为控制电流；k x、k i分别表示AMB的位移刚度和电流刚度. i x（t）可进一步表示为：128第 6 期金超武等：单自由度主动磁悬浮轴承-转子系统输入时滞稳定性研究i x (t )=-k s k a éëêêùûúúk P x (t )+k I ∫0tx (t )d t +k D d x (t )d t （2）式中：k s 为位移传感器增益；k a 为功率放大器增益；k P 、k I 以及k D 分别表示PID 控制器的比例增益、积分增益以及微分增益. 联立式（1）和式（2）进行拉普拉斯变换，得到系统特征方程为：ms 2=k x -k i k s k a ()k P +k I1s+k D s e -τs （3）当τ值较小时，基于等价无穷小原理，将式（3）中的e -τs替换为1-τs 后，可进一步得：()m -k i k sk ak Dτs 3+()k i k sk ak D-k ik sk ak Pτs 2+()-k x+k ik sk ak P-k ik sk ak Iτs +k i k sk ak I=0 （4）由劳斯方程可知，系统稳定的充要条件是其特征方程的全部系数及劳斯表的第一列元素均为正数. 因此可以得到不等式组：ìíîïïïïïïïïïïïïïm -k i k s k a k D τ>0k i k s k a k D -k i k s k a k P τ>0-k x +k i k s k a k P -k i k s k a k I τ>0k i k s k a k I >0()k i k s k a k D -k i k s k a k P τ× ()-k x +k i k s k a k P -k i k s k a k Iτ- k i k s k a k I (m -k i k s k a k D τ)>0（5）对式（5）求解得：ìíïïïïïïïïïïïïïïïτ1<m k i k s k a k D τ2<k D k P τ3<-k x +k i k s k a k P k i k s k a k I τ4<k i k s k a k P -k x 2k i k k k -（6）值得注意的是，由于在式（4）中采用了近似替换，本节后续推导得到的临界时滞为近似值. 基于式（6）可知，系统临界时滞的近似值τ临=min （τ1， τ2， τ3， τ4）.1.2 Hopf 分岔时滞常使系统出现各种形式的分岔及混沌运动，而Hopf 分岔点是系统由定常状态通向复杂动力学状态的门槛，所以Hopf 分岔的研究最为广泛. Hopf 分岔是指参数在变化过程中经过分岔值τ0时，系统由定点稳定性突变产生极限环的现象，也是一种重要的动态分岔现象，如图2所示. 初始状态稳定的系统在发生Hopf 分岔时，其特征值的实部由负经分岔值（特征值实部为0）变为正，系统平衡点的稳定性将发生变化. Hopf 分岔发生时处于稳定与失稳之间的临界稳定状态，此时系统的稳定运行将无法得到保证. Hopf 分岔是时滞在恶化系统稳定性时所表现出来的重要的动力学特征，同时亦是众多学者对于时滞问题的研究重点. 因此，在研究时滞系统的稳定性时，有必要对Hopf 分岔进行研究.Hopf 分岔存在时要满足两个重要的条件：一是系统在特定参数下存在一对共轭纯虚根；二是满足横截条件，即根轨迹穿越虚轴时速度不为0，换言之，根轨迹在穿越虚轴时特征值实部的导数不为0［13］.1.2.1 Hopf 分岔的存在性分析假设系统特征方程存在一对共轭纯虚根，记为s =i ω（ω=±α，α>0），将其代入式（3），得-i ()mω3=i ()k x ω- k ik sk a[]i ()k Pω+kI-k D ω2e i τω（7）联立欧拉公式e i x =cos x +i sin x ，并分离实部、虚部后得到方程组：ìíîïï()r -dω2cos (τω)+pωsin (τω)=0pωcos (τω)()r -dω2sin (τω)=ω3-qω （8）式中：图2 Hopf 分岔过程Fig.2 Hopf bifurcation process图1 具有输入时滞的AMB-转子系统等效模型Fig.1 Equivalent model of AMB-rotor control system withinput time delay129湖南大学学报（自然科学版）2023 年d =k i k s k a k D m ；p =k i k s k a k P m ；q =-k x m ；r =k i k s k a kI m.将式（8）中两式的两边同时平方再相加，得()r -dω22+p 2ω2=ω2()ω2-q2（9）由于sin 2(τω)+cos 2(τω)=1，与式（8）联立，并令 t =ω2（t >0），得Z (t )=t 3+at 2+bt +c =0（10）式中：a =-2q -d 2；b =q 2-p 2+2dr ；c =-r 2.因此，系统特征方程存在一对共轭纯虚根等价于式（10），存在正实根.由于lim t →0+Z (t )=c <0lim t →+∞Z (t )=+∞>0（11）由零点存在性定理可知，式（10）至少存在一个正实根t 0，相应地系统特征方程至少存在一对共轭纯虚根s =±i t 0，此时系统内的输入时滞记为τ0.1.2.2 横截条件的满足性分析要证明该系统满足横截条件，即根轨迹穿越虚轴时速度不为0，只要考虑根轨迹在穿越虚轴时特征值实部的导数不为0，即证明|Re ()d s /d ττ=τ0≠0.本节讨论|Re ()d s /d ττ=τ0≠0的成立条件.()d s d τ-1=()3s 2+q -τ()ds 2+ps +r e -τss ()ds 2+ps +r e-τs+()2ds +p e -τss ()ds 2+ps +r e-τs（12）联立式（3）和式（12）得：()d s d τ-1=3s 2+qs 2()s 2+q+2ds +ps ()ds 2+ps +r-τs（13）将τ=τ0，s =i ω代入式（13），并求实部，得Re ()d s d τ-1 |||τ=τ0s =i ω=-3ω2+q ω2()-ω2+q +-p 2ω2+2dω2()r -dω2ω2[]p 2ω2+()r -dω22（14）假设Re （d s /d τ）|τ=τ0≠0，联立式（9）和式（14），得Re()d s d τ-1||||τ=τ0s =i ω=3ω4-4qω2+q 2+2dr ω2()ω2-q2-2d 2ω2+p 2ω2()ω2-q2=3ω4+2aω2+b ω2()ω2-q2=H'(t )|t =ω2ω2()ω2-q2≠0（15）由于式（15）中分母不能为0，在后续仿真中只须证明H'(t )|t =ω2≠0成立，即可证明系统满足Re （d s /d τ）|τ=τ0≠0的横截条件.2 仿真分析2.1 Hopf 分岔存在性数值仿真结合1.1节和1.2.1节的分析可知，系统特征方程存在一对共轭纯虚根. 表1为AMB-转子系统主要参数. PID 控制器的k P =2.2、k I =1、k D =0.001 5，通过对式（6）~式（15）进行计算，得τ临、τ0、ω的理论近似值分别为0.681 ms 、0.646 ms 、592 rad/s. 由此得到Hopf分岔对应频率为：|f ≈94 Hz ，Z'(t )t =ω2≈2.59×1011≠0（16）在某一确定参数τ下，系统特征值存在一对共轭纯虚根且满足横截条件. 因此，系统将发生Hopf分岔.本节以前文中理论分析为指导，对Hopf 分岔的存在性进行数值仿真，Hopf 分岔后极限环幅值随输入时滞的变化曲线如图3所示. 从图3中可以看出，τ0为0.643~0.644 ms ，与理论计算值0.646 ms 非常接近；Hopf 分岔发生后，极限环的幅值随着输入时滞的增加而增大. 为了清晰地呈现出Hopf 分岔过程，本节分别对τ=0.610 ms （τ<τ0）、τ=0.644 ms （τ0<τ<τ临）以及τ=0.700 ms （τ>τ临）3种状态下各自对应的系统相轨迹进行分析.图4为τ=0.610 ms 时Hopf 分岔前系统相轨迹. 由图4可知，当τ<τ0时，系统最终将收敛至一点，此时系统是稳定的，即1.2节提到的“定点稳定性”. 图5为τ=0.644 ms 时Hopf 分岔时系统的响应. 由图5（a ）~图5（d ）可知，在τ>τ0且τ<τ临时，系统发生了Hopf 分表1 AMB-转子系统主要参数Tab.1 Main parameters of AMB-rotor system参数转子质量/kg 电流刚度k i /（N·A -1）位移刚度k x /（N·m -1）功放增益系数k a /（N·V -1）位移传感器增益k s /（V·m -1）单边气隙δ0/mm 比例增益k P 积分增益k I微分增益k D数值2.06739.181.09×1050.44820 0000.42.210.001 5130第 6 期金超武等：单自由度主动磁悬浮轴承-转子系统输入时滞稳定性研究岔，最终获得了稳定的周期解，并产生了极限环. 当系统初始时刻位于极限环内部时，相轨迹将由内向外逐渐接近极限环；反之，相轨迹将由外向内逐渐接近极限环. 由图5（e ）可知，当系统发生Hopf 分岔时，频谱主要包含极限环运行频率对应谱线，即94 Hz 的主频谱线，该频率与理论计算值几乎一致. 此外，频谱图中还包含主频的倍频谱线，此处主要为主频的 3倍频谱线.仿真结果表明，当τ>τ临≈0.681 ms 时，系统相轨迹将发散失稳，但是在τ接近τ临时系统的发散趋势缓慢. 为了清晰地呈现相轨迹发散失稳的过程，τ=0.700 ms 时极限环破裂后系统相轨迹，如图6所示. 结合图5（a ）~图5（d ）和图6可以看出，随着输入时滞的进一步增加，极限环发生破裂，相轨迹发散失稳.2.2 控制参数对时滞系统稳定性的仿真分析由式（6）中的τ3、τ4可知，k I 主要位于分母，而k x位于分子且其量级较大，弱化了k I 对系统临界时滞的影响. 因此，本节在满足相关控制参数均可保证实际系统在无时滞干扰下稳定运行的这一条件下，主要分析PID 控制器中比例增益及微分增益对时滞系统稳定性的影响，详细研究了如何通过调整控制参数，提高系统稳定裕度，使系统在工程应用中远离临界稳定区域.2.2.1 比例增益对时滞系统稳定性的仿真分析PID 控制器的k I =1、k D =0.001 5、k P 分别取2.0、2.2以及2.4，输入时滞τ从0变化到0.700 ms ，变化步图3 Hopf 分岔后极限环幅值随输入时滞的变化曲线Fig.3 Limit ring amplitude curve with input time delay afterHopf bifurcation图4 τ=0.610 ms 时Hopf 分岔前系统相轨迹Fig.4 System trajectory before Hopf bifurcation at τ=0.610 ms（a ）极限环内时域图 （b ）极限环内相轨迹图（c ）极限环外时域图 （d ）极限环外相轨迹图（e ）频谱图图5 τ=0.644 ms 时Hopf 分岔时系统的响应Fig.5 Response of system whenHopf bifurcation at τ=0.644 ms图6 τ=0.700 ms 时极限环破裂后系统相轨迹Fig.6 System trajectory after limit ring rupture at τ=0.700 ms131湖南大学学报（自然科学版）2023 年长为0.02，对式（3）求解得到系统的特征根，并绘制出不同k P 下系统随τ变化的根轨迹如图7所示.由图7可以看出，系统特征值由一实根和一对共轭复根组成，当k P 一定时，随着τ的增加，该实根保持不变，而共轭复根发生变化. 随着k P 的增加，由共轭复根组成的两组特征根逐渐从左半平面靠近虚轴，并最终越过虚轴进入右半平面，导致系统失稳. 为了更直观地说明k P 变化对时滞系统稳定性的影响，对τ=0.644 ms 、k P 分别取2.0、2.2及2.4时系统相轨迹的变化情况进行分析，如图8所示.从图8中可以看出，随着k P 的增加，系统的相轨迹由内向外逐渐从定点稳定变为稳定周期运动，最后变为发散失稳，更加形象地说明了k P 的增加将放大输入时滞对系统稳定性的影响，对时滞系统的稳定性具有阻碍作用. 此外，将系统不出现正实部特征根时对应的输入时滞（即临界时滞）定义为该系统的稳定裕度. 为了准确地分析系统的稳定裕度，将输入时滞τ调整为0~1.5 ms ，k P 为1.0~2.5，求解得到不同k P 下系统稳定裕度的变化情况，如图9所示. 从图9中可以看出，随着k P 的增加，系统的稳定域逐渐收窄. 结合式（5）分析可知，随着k P 增大，系统的稳定裕度将由不等式τ2决定，此时k P 与系统稳定裕度呈反比关系，这表明k P 的增加将放大输入时滞对系统稳定性的影响，对时滞系统稳定性起阻碍作用.2.2.2 微分增益对时滞系统稳定性的仿真分析为分析k D 对系统稳定性的影响，PID 控制器中k P =2.2、k I =1、k D 分别取0.001 0、0.001 5以及0.002 0，τ从0变化到0.700 ms ，变化步长为0.02，对式（3）求解得到系统的特征根，并绘制出不同k D 下系统随τ变化的根轨迹，如图10所示.从图10中可以看出，当k D 一定时，随着τ的增加，该实根保持不变，而共轭复根发生变化. 随着k D 的增加，由共轭复根组成的两组特征根逐渐从右半图7 不同k P 下系统随τ变化的根轨迹图Fig.7 Root locus diagram of system over τ at different kP（a ）k P =2.0 （b ）k P =2.2（c ）k P =2.4图8 τ=0.644 ms 时不同k P 下系统的相轨迹对比Fig.8 Phase trajectory comparison of systems under different k Pat τ=0.644 ms图9 k P 对时滞系统稳定性的影响Fig.9 Effect of k Pon stability of time-delay system图10 不同k D 下系统随τ变化的根轨迹图Fig.10 Root locus diagram of system over τ at different k D132第 6 期金超武等：单自由度主动磁悬浮轴承-转子系统输入时滞稳定性研究平面靠近虚轴，并最终越过虚轴完全进入左半平面，系统由不稳定状态变为稳定状态. 为了更直观地说明k D 变化对时滞系统稳定性的影响，对τ=0.644 ms 、k D 分别取0.001 0、0.001 5及0.002 0时系统相轨迹的变化情况进行了分析，如图11所示.从图11中可以看出，随着k D 的增加，系统的相轨迹由外向内逐渐从发散失稳变为稳定周期运动，最后变为定点稳定，更加形象地说明了k D 的增加有利于提高时滞系统的稳定性.为了准确地分析系统的稳定裕度，将输入时滞τ调整为0~1.5 ms ，k D 为0.001~0.002，求解得到不同k D 下系统稳定裕度的变化情况，如图12所示. 从图12中可以看出，随着k D 的增加，时滞系统的稳定域呈线性增加趋势. 结合式（5）分析可知，由于k D 值较小，系统的稳定裕度由不等式τ2决定，即k D /k P ，k D 位于分子，因此，k D 与系统的稳定裕度呈线性关系，这也表明适当增加k D 将弱化输入时滞对于系统稳定性的影响.2.3 输入时滞对闭环系统幅频、相频特性的影响主动磁悬浮轴承-转子系统是开环不稳定系统，且系统的工作环境复杂，外部存在较多的多源信号干扰. 考虑到系统的频率响应可以显示出该动态系统诸如谐振、相移等许多重要性质和特点，因此本节分别对不同输入时滞下的主动磁悬浮轴承-转子闭环系统进行扫频仿真，旨在探究输入时滞对系统幅频特性和相频特性的影响，进而确定输入时滞对闭环系统抑制外部干扰能力的影响规律. 主动磁悬浮轴承-转子闭环系统的扫频示意图如图13所示，通过在闭环系统的输入端叠加正弦扫频信号，即激振信号，使闭环系统内各环节均叠加有与该激振信号同频的信号；而后同时采集输入端的激振信号以及输出端的位移响应信号；最后将采集的信号利用离线快速傅里叶变换处理得到整个主动磁悬浮轴承-转子闭环系统在相应频率下的幅频特性和相频特性. 该闭环系统幅频和相频响应随输入时滞变化的曲面图分别如图14和图15所示.从图14可以看出，随着输入时滞的增加，系统谐振频率的峰值显著增大，系统幅频响应曲线的峰化现象加剧，使系统稳定周期运动的幅度增大，反映出系统对外部干扰的反应愈发强烈，同时表明系统的稳定性在此过程中明显恶化. 从图15可以看出，随着输入时滞的增加，相频响应曲线逐渐靠近并最终穿越-180°平面，且穿越该平面时对应的频率以形如幂函数（其指数小于0）的形式逐渐减小，系统变得愈发不稳定. 综合上述两点可以看出，随着输入时滞的增加，闭环系统抑制外部干扰的能力减弱，即系统稳定性下降.（a ）k D =0.002 0 （b ）k D =0.001 5（c ）k D =0.001 0图11 τ=0.644 ms 时不同k D 下系统的相轨迹对比Fig.11 Phase trajectory comparison of systems under differentk D at τ=0.644 ms图13 闭环系统的扫频示意图Fig.13 Sweep frequency diagram of closed loop system图12 k D 对时滞系统稳定性的影响Fig.12 Effect of k D on stability of time-delay system133湖南大学学报（自然科学版）2023 年3 实验研究3.1 实验设备介绍本实验基于磁悬浮轴承-转子实验台进行，其中主要包含控制器、上位机、变频器、功率放大器、传感器板、电源开关、磁悬浮轴承-转子系统、示波器.AMB-转子系统实验平台如图16所示. 基于数字信号处理和控制工程（digital Signal Processing and Con⁃trol Engineering ， dSPACE ）进行控制算法的实现以及信号在线分析，其采样频率设置为20 kHz ，利用PID 控制器使转子稳定悬浮. 为了模拟压缩机等磁悬浮旋转机械在远程运行时产生的传输延时，在该实验台的控制回路中人为增加一延时环节作为外部输入时滞.后文所提时滞均指人为增加的外部输入时滞.3.2 Hopf 分岔存在性实验研究图17为τ=0.75 ms 时Hopf 分岔前系统相轨迹图. 从图17中可以看出，系统相轨迹最终将收敛至一点，此时系统是稳定的，即1.2节提到的“定点稳定性”，与仿真趋势（图4）保持一致.图18和图19分别为τ=0.76 ms 时Hopf 分岔系统相轨迹图和频谱图. 从图18中可以看出，此时系统发生了Hopf 分岔，最终获得了稳定的周期解，结合理论和仿真分析可知，此时系统出现了极限环，与仿真趋势［图5（a ）~图5（d ）］保持一致. 从图19中可以看出，当系统发生Hopf 分岔时，其频谱主要包含极限环运行频率对应谱线，即101 Hz 的主频谱线，以及主频的倍频谱线，此处主要为主频的2倍频谱线和3倍频谱线，与仿真［图5（e ）］基本保持一致.图20展示了τ=0.77 ms 时极限环破裂后系统相轨迹. 结合图18和图20可以看出，随着输入时滞的进一步增加，极限环破裂，相轨迹发散失稳，与仿真趋势（图6）保持一致. 需要指出的是，理论求得的 τ0≈ 0.637 ms 、τ临≈0.682 ms 与实际系统的0.75 ms≤ τ0<0.76 ms 、0.76 ms<τ临≤0.77 ms 虽然在量级上相同、数值上相近，但仍存在一定的误差，分析原因主要图14 闭环系统幅频响应随输入时滞变化的曲面图Fig.14 Surface diagram of amplitude-frequency response ofclosed-loop system varies with input time delay图15 闭环系统相频响应随输入时滞变化的曲面图Fig.15 Surface diagram of frequency response of closed loopsystem varies with input time delay图16 AMB-转子系统实验平台Fig.16 AMB-rotor system test platform图17 τ=0.75 ms 时Hopf 分岔前系统相轨迹图Fig.17 System trajectory before Hopf bifurcation at τ=0.75 ms图18 τ=0.76 ms 时Hopf 分岔系统相轨迹图Fig.18 System phase trajectory diagram whenHopf bifurcation at τ=0.76 ms134第 6 期金超武等：单自由度主动磁悬浮轴承-转子系统输入时滞稳定性研究有：①由于在理论及仿真中为简化系统建模，忽略了电磁力的非线性等因素，导致所建模型与实际系统存在一定误差；②在求解系统临界时滞τ临时，采用了近似替换，即计算求得的τ临为近似值；③实验过程中包含环境因素在内的实验误差干扰.3.3 控制参数对时滞系统稳定性的影响3.3.1 比例增益对时滞系统稳定性的影响在磁悬浮轴承-转子实验台中，PID 控制器的k I =1、k D =0.001 5. 为了验证理论及仿真分析的正确性以及更直观的说明k P 变化对系统稳定性的影响，对τ=0.76 ms ，k P 分别取2.0、2.2及2.4时系统相轨迹的变化情况进行了分析，如图21所示.从图21中可以看出，随着k P 的增加，系统的相轨迹由内向外逐渐从定点稳定变为稳定周期运动，最后变为发散失稳，与仿真趋势（图8）保持一致. 与仿真不同的是，由于实验台中存在保护轴承，系统的相轨迹不会无限发散，而是被保护轴承限制在一相对空间内，此时转子与保护轴承已发生碰撞.3.3.2 微分增益对时滞系统稳定性的影响在主动磁悬浮轴承-转子实验台中，PID 控制器的k P =2.2，k I =1. 为了验证理论及仿真分析的正确性以及更直观地说明k D 变化对系统稳定性的影响，对τ=0.76 ms ，k D 分别取0.001 0、0.001 5及0.002 0时系统相轨迹的变化情况进行了分析，如图22所示.从图22中可以看出，随着k D 的增加，系统的相轨迹由外向内逐渐从发散失稳变为稳定周期运动，最后变为定点稳定，更加形象地说明了k D 的增加将弱化输入时滞对于系统稳定性的影响，有利于提高系统的稳定性，与仿真趋势（图11）保持一致.图19 τ=0.76 ms 时Hopf 分岔系统频谱图Fig.19 System spectrum diagram when Hopf bifurcationat τ=0.76 ms图20 τ=0.77 ms 时极限环破裂后系统相轨迹Fig.20 System phase trajectory after limit cycle ruptureat τ=0.77 ms（a ）k P =2.0 （b ）k P =2.2（c ）k P =2.4图21 τ=0.76 ms 时不同k P 下系统的相轨迹对比Fig.21 Phase trajectory comparison of the systems underdifferent k Pat τ=0.76 ms（a ） k D =0.002 0 （b ） k D =0.001 5（c ）k D =0.001 0图22 τ=0.76 ms 时不同k D 下系统的相轨迹对比Fig.22 Phase trajectory comparison of the systems underdifferent k D at τ=0.76 ms135湖南大学学报（自然科学版）2023 年4 结论本文以PID控制的单自由度主动磁悬浮轴承-转子系统为研究对象，研究了输入时滞对系统稳定性的影响. 在理论层面，推导了系统失稳临界时滞的近似值，对系统内Hopf分岔的发生条件及存在性进行了分析；在仿真方面，分析了控制参数k P、k D对时滞系统稳定性的影响，验证了Hopf分岔的存在性，并通过探究输入时滞对闭环系统幅频和相频特性影响的角度来反映输入时滞对系统稳定性的影响；最后针对仿真内容进行了相应的实验研究.结果表明：1）k P较大时，其与系统稳定裕度呈反比关系，k P 的增加将放大输入时滞对系统稳定性的影响，对系统的稳定性起阻碍作用；系统的稳定域随k D的增加呈线性增加趋势，适当增加k D将弱化输入时滞对系统稳定性的影响.因此，在解决实际工程应用面临的时滞问题时，应当通过适当减小k P值或增大k D值的方式来提高系统的稳定性.2）当系统输入时滞小于τ0时，未发生Hopf分岔，系统表现为“定点稳定性”；而当输入时滞大于τ0且小于τ临时，系统发生Hopf分岔，最终获得稳定的周期解，并产生极限环，此时系统的频谱主要为极限环运行频率（主频）对应谱线以及主频的倍频谱线；随着输入时滞的进一步增加，极限环破裂，系统最终发散失稳.3）随着输入时滞的增加，闭环系统幅频响应曲线的峰化现象加剧，系统谐振频率的峰值显著增大；相频响应曲线逐渐靠近并最终穿越-180°平面，且穿越该平面时对应的频率以形如幂函数（其指数小于0）的形式逐渐减小. 这表明在输入时滞影响下，系统对外部干扰的反应强烈，抑制外部干扰的能力减弱，系统的稳定性下降.参考文献［1］YOO S J，KIM S，CHO K H，et al．Data-driven self-sensing technique for active magnetic bearing［J］．International Journal ofPrecision Engineering and Manufacturing，2021，22（6）：1031-1038．［2］GOUWS R. 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大型风力发电机旋转叶片结构动力特性分析
大型风力发电机旋转叶片结构动力特性分析胡国玉;孙文磊;金阿芳【摘要】大型风力发电机叶片的结构动力特性是叶片结构设计时考虑的重要方面,其固有自振频率对于整个风力机的安全运行具有重要意义.文章基于现代柔性多体动力学理论和有限元数值分析相结合的方法,对5MW风力发电机叶片的固有振动特性进行分析.结合复合材料叶片结构特性及结构参数,建立了5 MW风机复合材料叶片有限元模型,计算了考虑动力刚化及阻尼效应影响下的固有频率和振型,揭示了动力刚化效应对叶片固有频率的影响规律;并结合坎贝尔图,对叶片进行了共振分析,为叶片的结构设计及优化提供了参考依据.【期刊名称】《可再生能源》【年(卷),期】2015(033)011【总页数】6页(P1652-1657)【关键词】风力发电机;复合材料叶片;动力刚化;模态振型;坎贝尔图【作者】胡国玉;孙文磊;金阿芳【作者单位】新疆大学机械工程学院,新疆乌鲁木齐830047;新疆大学机械工程学院,新疆乌鲁木齐830047;新疆大学机械工程学院,新疆乌鲁木齐830047【正文语种】中文【中图分类】TM614随着风力发电机不断朝着大型化方向发展，叶片的柔性和几何非线性增加、结构刚度降低，在气动载荷作用下易产生振动和变形，随之而来的就是共振风险。
共振能引起剧烈的载荷，轻则减弱控制系统效能，重则可导致叶片结构失效甚至断裂，尤其当遭受阵风或极限载荷时，产生失效破坏[1]，[2]。
近年来，复合材料在风机叶片上的应用越来越广泛，使得叶片材料朝着低成本、高性能、柔性化和轻量化的方向发展[3]。
为了避免大型风力机叶片在复杂的外在激励作用下产生共振，研究风力机叶片固有自振频率对于整个风力机的安全运行具有重要意义。
叶片的外部形状根据其气动性能一经确定，与叶片自身固有频率相关的主要因素包括叶片截面形式和厚度分布等也一并确定。
因此，复合材料叶片结构特性及结构参数对其固有频率有着重要影响。
在已有的研究中，刘旺玉研究了叶片复合材料铺层角度对叶片固有频率的影响[4]。
自由度计算机械原理
利用深度学习技术对复杂机械系统进行自由度预测，实现智 能化分析。
自由度计算在复杂系统中的应用
航空航天领域
对飞行器、卫星等复杂机械系统 的自由度进行精确计算，优化设 计。
机器人领域
对机器人关节、连杆等自由度进 行计算，提高机器人的运动性能 和稳定性。
自由度计算的理论研究与实际应用的结合
机构综合
基于自由度的机构综合方法
01
通过设定机构的自由度要求，可以综合出满足特定运动要求的
机构结构。
机构创新设计
02
利用自由度计算，可以探索新的机构形式，实现更高效、更复
杂的运动功能。
机构优化设计
03
基于自由度计算，可以对现有机构进行优化设计，提高其性能
或降低制造成本。
机构优化
机构尺寸优化
机构运动性能优化
学正解。
运动学逆解
通过自由度计算，确定机器人在 给定的末端执行器位置和姿态下 的关节角度，即求解机器人的运
动学逆解。
雅可比矩阵
基于自由度计算，构建描述机器 人末端执行器速度与关节速度之 间关系的雅可比矩阵，用于机器
人的速度和加速度分析。
机器人动力学分析
动力学正解
基于自由度计算，确定机器人在给定关节力和力矩作用下的末端执 行器加速度、速度和位置变化，即求解机器人的动力学正解。
03 自由度计算在机械设计中 的应用
机构分析
机构自由度计算
通过计算机构的自由度，可以确 定机构在空间中的运动能力，从 而评估其是否能实现特定的运动
要求。
机构运动分析
通过自由度计算，可以分析机构的 运动特性，包括运动范围、速度、 加速度等，为后续的机构设计提供 依据。
单自由度体系杜哈梅积分对应的的时程曲线
一、概述单自由度体系是指系统中只有一个可以自由运动的质点，它的运动可以由一个广义坐标来描述。
对于单自由度体系，可以采用杜哈姆积分的方法求解系统的运动方程，并绘制出对应的时程曲线。
本文将对单自由度体系的杜哈姆积分与时程曲线进行探讨。
二、杜哈姆积分的基本原理杜哈姆积分是一种对变阻尼振动系统非定常响应的数值积分方法。
对于线性系统，杜哈姆积分可以简化为一个积分型的微分方程，其基本原理可以用以下公式表示：其中，x(t)为系统的位移，x0表示系统的初始位移，v(t)为位移的导数，ω为系统的固有频率，t为时间，F(t)为外力。
利用杜哈姆积分方法，可以求解系统在给定外力作用下的位移和速度。
三、杜哈姆积分的应用杜哈姆积分广泛应用于工程实践中，尤其是在机械振动、结构动力学和地震工程中。
在求解单自由度体系的非定常响应时，我们可以利用杜哈姆积分方法得到系统的位移和速度随时间的变化规律。
四、时程曲线的绘制通过杜哈姆积分方法求解得到系统的位移和速度随时间的变化规律后，我们可以利用这些数据绘制出对应的时程曲线。
时程曲线可以直观地展示系统在外力作用下的振动情况，有利于工程师对系统的动态响应进行分析和评估。
五、实例分析以弹簧振子为例，假设有一个质量为m的弹簧振子，弹簧的刚度为k，外力为F(t)，系统的初始位移和初始速度分别为x0和v0。
利用杜哈姆积分方法，我们可以得到弹簧振子在外力作用下的位移和速度随时间的变化规律，并绘制出对应的时程曲线。
六、结论杜哈姆积分方法是一种对变阻尼振动系统非定常响应进行数值积分的有效方法。
通过对单自由度体系的杜哈姆积分和时程曲线的分析，我们可以更好地理解系统在外力作用下的动态响应规律，并为工程实践提供重要参考。
七、展望未来，我们可以进一步研究杜哈姆积分方法在多自由度体系和非线性系统中的应用，探索更加精确和高效的变阻尼振动系统响应预测方法，为工程实践和科研工作提供更加可靠的理论基础和技术支持。
单自由度体系的杜哈姆积分与时程曲线是工程动力学研究中的重要内容，它对于理解和预测系统动态响应具有重要意义。
单自由度含间隙的碰撞matlab
单自由度含间隙的碰撞matlab在工程学和物理学领域，研究物体的碰撞是非常重要的。
特别是在机械系统中，了解碰撞的过程和影响对于设计和优化系统至关重要。
单自由度系统是一个被广泛用于研究碰撞的简化模型，而含有间隙的碰撞则更贴近现实情况。
在本文中，我们将使用matlab来探索单自由度含间隙的碰撞问题，并分析其影响。
1. 单自由度系统的建模单自由度系统是指只有一个自由度可以运动的系统。
在碰撞问题中，可以将一个简单的弹簧-质量系统作为单自由度系统进行研究。
假设系统中只有一个质点，它可以沿着一条直线运动，并且与一个弹簧相连。
当质点受到外力作用时，会产生振动。
为了建模这样的系统，可以使用牛顿第二定律和胡克定律，建立质点的运动微分方程。
2. 含间隙的碰撞在实际情况中，很少有系统会完全没有间隙地进行碰撞。
考虑一个弹簧-质量系统，在质点受到外力作用振动时，如果外力突然消失，质点会继续振动直到它的动能全部转化为弹性势能。
这种情况下，系统会存在一个间隙，即质点与弹簧的最大伸长距离。
当质点振动到最大位移时，与弹簧发生碰撞，这就是含间隙的碰撞过程。
3. 用matlab模拟单自由度含间隙的碰撞要用matlab模拟单自由度含间隙的碰撞，首先需要建立质点的运动微分方程。
考虑质点的位移、速度和加速度，以及弹簧的力学特性，可以得到微分方程。
需要定义外力的突然消失以及碰撞的条件。
当质点振动到最大位移时，即发生碰撞，系统的动能和弹性势能之间会发生转化。
在matlab中编写程序，对微分方程进行数值求解，并绘制出质点振动的模拟图像。
4. 结论和个人观点通过matlab的模拟，我们可以清晰地看到含间隙的碰撞对单自由度系统的影响。
碰撞后，质点的振动会发生改变，弹簧的振动也会产生不同的响应。
这种模拟有助于我们更好地理解质点-弹簧系统在碰撞时的动态特性。
个人认为，matlab是一个非常强大的工具，能够帮助工程师和科学家更好地研究和分析复杂的系统，尤其在碰撞和动力学方面有着广泛的应用前景。
动态响应及其分析课件
非线性时不变系统
定义
非线性时不变系统是指系统的 输出响应与输入信号不成正比， 或系统参数随时间变化的系统。
数学描述
非线性时不变系统通常用非线 性微分方程或差分方程来描述，
如 (y^2(t) + y'(t) = x(t))。
特性
非线性时不变系统具有非叠加 性、非比例性和非时移性等特
01
鲁棒性的定义
系统在存在不确定性或参数摄动 的情况下，仍能保持稳定性和性 能的能力。
02
鲁棒性的分析方法
03
鲁棒性的优化
常用的分析方控制器，可以提高 系统的鲁棒性，减小外界干扰和 参数摄动对系统性能的影响。
能控性与能观性
能控性的定义
对于给定的初始状态和输入信号，系统能否达到任意目标状态的 能力。
控制系统实例
一阶控制系统
分析一阶控制系统的动态响应，了解系统的传递函数、时间常数和阶跃响应等参数。
二阶控制系统
分析二阶控制系统的动态响应，了解系统的自然频率、阻尼比和调节时间等参数对系统性能的影响。
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复域分析
1 2 3
复域分析定义 复域分析是在复数域内研究系统运动规律的方法。
主要特点 能够处理复数运算，方便进行系统分析和设计。
应用场景 适用于处理复杂系统，如控制系统、信号处理等。
最优控制方法
最优控制方法定义
最优控制方法是一种基于数学规划的控制系统设计方法。
主要特点
能够找到最优的控制策略，使系统性能达到最优。
性。
时变系统
定义
01
时变系统是指系统的参数随时间变化的系统。
单自由度mck方程求解
单自由度mck方程求解一、建立模型单自由度mck方程是一个描述振动系统动态行为的方程，其形式为：m*d²x/dt² + c*dx/dt + k*x = F(t)，其中m、c、k分别为质量、阻尼和刚度系数，F(t)为外部激励力。
为了求解该方程，我们首先需要建立其对应的物理模型。
该模型通常由一个弹簧质量块和一个阻尼器组成，其中弹簧质量块代表系统的质量，阻尼器则代表系统的阻尼效应。
外部激励力可以由一个施加在质量块上的力或一个振荡器产生的力表示。
在建立模型时，我们需要确定系统的参数，包括质量m、阻尼系数c和刚度系数k。
这些参数可以通过实验测量或根据系统的性质进行估计。
二、数值求解由于单自由度mck方程是一个偏微分方程，我们无法得到其解析解，因此需要采用数值方法进行求解。
常用的数值方法包括欧拉法、龙格-库塔法和有限元法等。
在这里，我们采用有限元法进行求解。
有限元法是一种将连续的求解域离散化为有限个单元的方法，通过将连续的微分方程转化为离散的线性方程组进行求解。
在有限元法中，我们需要将系统划分为一系列的小单元，并针对每个单元建立对应的方程，最终得到系统的响应。
在数值求解过程中，我们需要选择适当的离散化方法和时间步长，以保证求解的精度和稳定性。
同时，我们还需要考虑系统的边界条件和初始条件，以确保求解结果的正确性。
三、稳定性分析在求解单自由度mck方程时，我们需要考虑系统的稳定性。
稳定性是指系统在受到外部激励时，其响应是否会趋于稳定或周期性变化。
如果系统的响应趋于无穷大或周期性变化的振荡状态，则系统是不稳定的。
为了分析系统的稳定性，我们可以采用李雅普诺夫指数法或奈奎斯特图法等方法。
李雅普诺夫指数法是通过计算系统的李雅普诺夫指数来判断其稳定性的方法；奈奎斯特图法则是通过绘制系统的奈奎斯特曲线来判断其稳定性的方法。
如果系统的李雅普诺夫指数或奈奎斯特曲线在一定范围内，则系统是稳定的；否则，系统是不稳定的。
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低、可靠性高。 本课题是以实际工程项目“弹射座椅横滚状态模拟试
验系统”为研究背景，主要研究开发一套专用于飞行器弹 射座椅横滚模拟试验转台系统。 2 主要技术要求
该转台为卧式单轴转台，由减速电机直接驱动，其不 同于其他转台的主要特点有：
（1）被测负载元件质量大且有偏心，加上配重最大总 负载可达 250kg。（2）转台采用单轴卧式结构，不同于现 有的三轴仿真转台，结构更简单，适用性更强。（3）转台采 用全电动驱动方案，与液压驱动、气动驱动相比，电动驱 动具有控制方便、结构简单、相对安全可靠等优点，且如 此大负载的卧式单轴电动数字式仿真转台，国内尚未见 到。（4）要求能实现驱动装置和负载系统的离合，且在无 动力驱动的自由旋转状态，速度衰减率 20s 内不超过5%。 （5）要求能实现宽频带、高精度的速度伺服和位置伺服， 并且要保证低速和超低速的平稳性。
动加载。负载元件模型为：
乙 MD－MZ－MR＝J·ddωt 圯ω＝
t MD－MZ－MR dt
0
J
（9）
其中，MD 为驱动电机的动力矩；MZ 为电机输入轴的阻力
矩；MR 为传动过程中的全部阻力；J 为整个传动系的转动
惯量；ω 为负载元件转动的角速度。
6 总体性能仿真模型的建立
6.1 系统建模
该系统的具体参数如下：减速电机额定功率为
（编辑 立 明）
!!!!!!!!!! 作者简介：沙晓东（1986-），男，硕士研究生，研究方向为计算机集成
制造系统。
收稿日期：2011-01-15
34 机械工程师 2011 年第 4 期
制造业信息化
仿真 / 建模 / CAD/ CAM/ CAE/ CAPP MANUFACTURING INFORMATIZATION
件对转动惯量的影响予以修正。
5 传动系动力学模型
5.1 系统阻力矩
该系统阻力矩主要由减速电机输出轴的阻力矩和传
动装置中轴承的摩擦力矩组成。对于由电机输出轴产生
的阻力矩:
M＝MD－
GD2 375
dn dt
（4）
其中，MD 为主动转矩，GD2 为旋转轴的转动惯量。
而轴承的摩擦力矩受负载和转速的影响，且与润滑
void readMap（）
｛
Execv （"C：/program/AutoDesk/CAD.exe 要打开的 cad 文件"）；//实现
你看图纸的功能
｝
//MIS.c
//接口的使用者
#include "CAD_system.h" //包含接口文件
本，时间也大为缩短，进而提高了制造信息系统的性能，
减少了不必要的软件重复开发，提高了资源的利用率。
!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!!
机或网络环境下运行；
4结语
（4）所有支持 COM 技术的编程语言均可以使用本接口，
本文针对制造信息系统中存在的问题，利用标准化
例如 Visual C++，Visual Basic，VBA，Delphi，PowerBuilder 技术建立了基于软件接口的制造信息系统标准化结构，
扭矩即可，不必建立详细模型。对旋转轴进行模态分析，
将模态分析的系统模型生成的 MNF 文件，导入 ADAMS
环境中完成系统的装配，生成仿真数字模型。
6.2 联合模型建立
根据电动机的动力加载和式（1）~式（9）编程计算，在
机械工程师 2011 年第 4 期 35
制造业信息化
MANUFACTURING INFORMATIZATION 仿真 / 建模 / CAD/ CAM/ CAE/ CAPP
制造业信息化
MANUFACTURING INFORMATIZATION 仿真 / 建模 / CAD/ CAM/ CAE/ CAPP
单自由度旋转系统的动态性能分析
聂媛， 许瑛， 赵宇， 罗诗林 （南昌航空大学 航空制造工程学院，南昌 330063）
摘 要：介绍一种新型结构的可实现飞行器横滚模拟仿真实验的低速单自由度旋转系统，对其整体机械结构和动态性
void main（） ｛
readMap（）； ｝
MIS.c 为 应 用 软 件 ，CADsystem.c 为 实 时 执 行 软 件 ， CAD_system.h 为连接这两个软件的接口。
社，2001.
［5］ 陆荣国.航空电子软件接口的标准化［J］.航空标准化与质量，
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7.5kW，减速比 23.4，旋转轴中心距地面高 1335mm，实验
负 载 元 件 ：长 850mm、宽 550mm、高 1500mm，基 座 ：长
1400mm、宽 1000mm、高 960mm，旋转轴为空心阶梯轴，
长 985mm，根据以上参数建模。其中，实验负载元件、旋转
轴和基座均为实体模型，减速电机只需考虑传动比和反
Abstract： A new kind of structure of low speed single-degree-of-freedom rotating system for simulating aircraft roll movement is introduced. And this article has analyzed the system's mechanical structure and dynamic performance , then combined ADMADS with Simulink for the dynamic simulation. This single -degree -of -freedom rotating system structure is simple and practical.It can satisfy the applicability of many types of aircraft (including missile)and so on or any of their partial subsystem product to carry on the flight control test and hardware-in-the-loop simulation. Key words： single degree of freedom; rotation; dynamic performance; ADMAS/Simulink
自由无驱动横滚状态下的弹射性能测试试验。因为一般 情况下作用在旋转仿真转台的载荷除了惯性载荷、摩擦 载荷，还有重力不平衡载荷（也称重力矩）。重力不平衡载 荷是由于被测负载件质心偏离转动中心导致的重力产生
0 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 （设置离合器脱开时的速度为 50r/min） 时间/s 图 5 运动仿真
ADAMS 环境下进行仿真计算，生成相对应 *.m、*.cmd 和
60
*.adm 文件；将这些文件导入 Simulink 中，与在 Simulink
下建立的传动系统的数学模型相联系，使系统的仿真和
50
离合器脱开的时间为：1.03min
速度/r·min-1
传动系的仿真数据进行双向数据流，形成闭环速度控制
由于系统为大负载实验系统，假设被测负载元件的
大小 G＝a×b×h，故旋转轴的转动惯量为：
J＝ ρabh（a2+h2）＋ ρπR4L ＋K（ρπr41 l1 + ρπr42 l2 + ρπr43 l3 ）（3）
2
2
2
2
2
其中 R、r1、r2、r3、L、l1、l2、l3 分别指旋转轴、码盘、联结法兰、 滑环的半径和长度，K 为修正系数，考虑传动轴上安装元
能进行了分析，并结合 ADMAS 和 Simulink 进行联合动态仿真。该单自由度旋转系统结构简单，适用性强，可满足多种
类型飞行器（包括导弹）等部分分系统产品进行飞行控制测试和半实物仿真的要求。
关键词：单自由度；旋转；动态性能；ADMAS/Simulink
中图分类号：TP391.7
文献标识码：A
文章编号：1002－2333（2011）04－0034－03
系统，从而建立了低速单自由度旋转系统的总体性能联
40
合仿真模型。
30
7 仿真分析结果
速度衰减 5%所需时间为：1.47min 速度衰减 20%所需时间为：2.07min
该低速单自由度旋转系统主要是用来模拟飞行器弹
20
射座椅横滚运动状态的半实物仿真转台，在一定的范围
10
内可按任意设定的旋转角速度运动，进而实现弹射座椅
该转台的主要性能指标中，横滚角速率范围：0.001~ 720°/s；横滚角速率误差精度：≤1%；横滚角运动范围：360°~360°；横滚角度误差精度：±0.03°/s；速率平稳度：2× 10－（4 360°平均）。 3 系统结构组成
该单轴横滚模拟试验系统采用单轴卧式结构，包括 基座和旋转轴两大部分，被测负载元件将以悬臂的形式 安装在与旋转轴固联的连接架上。整个系统的传动模型 如图 1 所示。
油粘度有关：
M＝Mv+MP
（5）
负荷项摩擦力矩： MP＝f1F1dm
（6）
摩擦系数：
f1＝x（Fr /C0）r y