CN109707733A - 一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法及系统 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法及系统，应用于磁轴承系统，方法包括：S1、根据不同的振动与冲击载荷工况，设计具有高静低动特性的力‑位移非线性动力学特性曲线；S2、根据力‑位移非线性动力学特性曲线中的系数，设置高静低动控制算法中的增益环节函数表达式f_p(e)；S3、根据工程应用的阻尼比需求，设置高静低动控制算法中的微分环节函数表达式f_d(e)；S4、将设置好的高静低动控制算法编程写入至磁轴承系统的控制器内，形成高静低动控制器。本发明所提供的方法及系统，利用磁轴承的主动可控性，用控制算法实现磁轴承具有高静低动的非线性动力学特性，即高的静承载力和低的动刚度。

Description

一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法及系统

技术领域

本发明涉及磁轴承隔振与抗冲击技术领域，具体涉及一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法及系统。

背景技术

提升旋转机械的隔振与抗冲击性能在工业应用中具有非常重要的意义与价值。传统的旋转机械支承系统一般为被动支承系统，难以被设计为具有对旋转机械隔振与抗冲击有利的特性，且一旦结构确定，其动力学特性也将确定，难以再次改变。

此外，根据经典振动理论，对于线性磁轴承系统，在系统隔振性能与承载性能之间总有一个折中，即根据隔振原理，为了保证更好的隔振效果以及包括低频在内宽频带的隔振，支承系统的等效刚度越小越好，但越小的支承系统的刚度会导致静力下的被支承物体位移越大，即损失静承载力。

发明内容

针对现有技术中存在的缺陷，本发明的目的在于提供一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法及系统，不仅可以在兼顾承载力的同时保证优异的隔振与抗冲击性能，而且可以根据实际振动与冲击载荷工况，自由设计改变磁悬浮轴承的力-位移非线性动力学特性曲线，可以有效减小振动与冲击对磁悬浮旋转机械的影响。

为实现上述目的，本发明采用的技术方案如下：

一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，应用于磁轴承系统，所述磁轴承系统包括：磁轴承本体、控制器、功率放大器、位移传感器和转子，所述控制方法包括：

S1、根据不同的振动与冲击载荷工况，设计具有高静低动特性的力-位移非线性动力学特性曲线；

S2、根据所述力-位移非线性动力学特性曲线中的系数，设置高静低动控制算法中的增益环节函数表达式f_p(e)；

S3、根据工程应用的阻尼比需求，设置所述高静低动控制算法中的微分环节函数表达式f_d(e)；

S4、将设置好的高静低动控制算法编程写入至所述磁轴承系统的控制器内，形成高静低动控制器；

S5、所述高静低动控制器通过所述位移传感器以预设采样频率实时采集所述转子的位移；

S6、所述高静低动控制器将所述位移与参考位置比较后得到偏差值，根据所述增益环节函数表达式f_p(e)和所述微分环节函数表达式f_d(e)计算并生成相应的控制信号，并将所述控制信号输入所述功率放大器；

S7、所述功率放大器根据所述控制信号产生控制电流，控制所述磁轴承本体对所述转子的吸引力大小，对所述转子的位移进行修正；

S8、循环执行步骤S5-S7，直至断电。

进一步，如上所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，步骤S1还包括：预估被支承物体振动响应与冲击响应的范围；

所述力-位移非线性动力学特性曲线满足：预估的振动响应在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内的第一位移范围内；预估的冲击响应在平衡位置附近的δ区域外的系统刚度在第二刚度范围内的第二位移范围内；所述系统刚度为所述力-位移非线性动力学特性曲线的曲率。

进一步，如上所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，所述力-位移非线性动力学特性曲线为下式三次函数表示的曲线，

y＝Ax³+Bx²+Cx+D

其中，A、B、C、D为根据该曲线而确定的三次函数系数，所述三次函数满足：3·Ax²+2·Bx+C≥0。

进一步，如上所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，所述高静低动控制算法包括：

增益环节：

将所述偏差值代入所述增益环节函数表达式f_p(e)，计算得到增益环节控制量，用以调节动态支承系统的刚度；

微分环节：

将所述偏差值乘以所述微分环节函数表达式f_d(e)后进行微分，得到微分环节控制量，用以调节动态支承系统的阻尼特性；

将所述增益环节控制量和所述微分环节控制量之和作为总的高静低动控制器输出量。

进一步，如上所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，所述增益环节函数表达式f_p(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_x为力-位移系数，k_I为力-电流系数，e为偏差值，A、B、C为常数。

进一步，如上所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，所述微分环节函数表达式f_d(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_I为力-电流系数，c为系统阻尼，m为支承转子质量在磁轴承上的分量，γ为阻尼比，范围0<γ<1。

进一步，如上所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，当整个闭环控制系统具备高静低动特性的力-位移非线性动力学特性时，

当基础或转子受到振动载荷时，其对应的位移在所述力-位移非线性动力学特性曲线的所述第一位移范围内，所述磁轴承系统在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内，根据振动隔振原理，所述系统刚度越小，所述磁轴承系统的固有频率越小，根据经典的振动理论，隔振频带越宽，隔振效果越好；

当冲击作用于基础或转子时，其对应的位移在所述力-位移非线性动力学特性曲线的所述第二位移范围内，所述磁轴承系统在所述第二位移范围内的支承力随位移的增大/减小而非线性快速增加/减小。

一种磁轴承隔振与抗冲击控制系统，包括磁轴承系统，所述磁轴承系统包括：磁轴承本体、控制器、功率放大器、位移传感器和转子，所述控制系统还包括：

设计模块，用于根据不同的振动与冲击载荷工况，设计具有高静低动特性的力-位移非线性动力学特性曲线；

第一设置模块，用于根据所述力-位移非线性动力学特性曲线中的系数，设置高静低动控制算法中的增益环节函数表达式f_p(e)；

第二设置模块，用于根据工程应用的阻尼比需求，设置所述高静低动控制算法中的微分环节函数表达式f_d(e)；

写入模块，用于将设置好的高静低动控制算法编程写入至所述磁轴承系统的控制器内，形成高静低动控制器；

所述高静低动控制器用于通过位移传感器以预设采样频率实时采集所述转子的位移；还用于将所述位移与参考位置比较后得到偏差值，根据所述增益环节函数表达式f_p(e)和所述微分环节函数表达式f_d(e)计算并生成相应的控制信号，并将所述控制信号输入所述功率放大器；

所述功率放大器用于根据所述控制信号产生控制电流，控制所述磁轴承本体对所述转子的吸引力大小，对所述转子的位移进行修正。

进一步，如上所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制系统，所述设计模块还用于：预估被支承物体振动响应与冲击响应的范围；

所述力-位移非线性动力学特性曲线满足：预估的振动响应在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内的第一位移范围内；预估的冲击响应在平衡位置附近的δ区域外的系统刚度在第二刚度范围内的第二位移范围内；所述系统刚度为所述力-位移非线性动力学特性曲线的曲率；

所述力-位移非线性动力学特性曲线为下式三次函数表示的曲线，

y＝Ax³+Bx²+Cx+D

其中，A、B、C、D为根据该曲线而确定的三次函数系数，所述三次函数满足：3·Ax²+2·Bx+C≥0；

当整个闭环控制系统具备高静低动特性的力-位移非线性动力学特性时，

当基础或转子受到振动载荷时，其对应的位移在所述力-位移非线性动力学特性曲线的所述第一位移范围内，所述磁轴承系统在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内，根据振动隔振原理，所述系统刚度越小，所述磁轴承系统的固有频率越小，根据经典的振动理论，隔振频带越宽，隔振效果越好；

当冲击作用于基础或转子时，其对应的位移在所述力-位移非线性动力学特性曲线的所述第二位移范围内，所述磁轴承系统在所述第二位移范围内的支承力随位移的增大/减小而非线性快速增加/减小。

进一步，如上所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制系统，所述高静低动控制算法包括：

增益环节：

将所述偏差值代入所述增益环节函数表达式f_p(e)，计算得到增益环节控制量，用以调节动态支承系统的刚度；

微分环节：

将所述偏差值乘以所述微分环节函数表达式f_d(e)后进行微分，得到微分环节控制量，用以调节动态支承系统的阻尼特性；

将所述增益环节控制量和所述微分环节控制量之和作为总的高静低动控制器输出量；

所述增益环节函数表达式f_p(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_x为力-位移系数，k_I为力-电流系数，e为偏差值，A、B、C为常数；

所述微分环节函数表达式f_d(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_I为力-电流系数，c为系统阻尼，m为支承转子质量在磁轴承上的分量，γ为阻尼比，范围0<γ<1。

本发明的有益效果在于：本发明所提供的方法及系统，利用磁轴承的主动可控性，用控制算法实现磁轴承具有高静低动的非线性动力学特性，即高的静承载力和低的动刚度。当基础或转子出现振动时，低的动刚度可以起到有效隔离振动的作用。当冲击作用于基础或转子时，随着相对位移的增大，支承力非线性快速增大，可以有效抑制位移，在一定程度上避免了发生碰摩的可能性。不仅可以在兼顾承载力的同时保证优异的隔振与抗冲击性能，而且通过该主动控制算法可以根据实际结构参数，自由设计改变磁悬浮轴承的力-位移非线性动力学特性曲线，应用于不同的机器与工况，可以有效减小振动与冲击对磁悬浮旋转机械的影响。

附图说明

图1为本发明实施例中提供的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法的流程示意图；

图2为本发明实施例中提供的磁轴承系统的结构图；

图3为本发明实施例中提供的一种磁轴承隔振与抗冲击控制系统的结构示意图；

图4为本发明实施例中提供的磁轴承系统单自由度差动闭环控制框图；

图5为本发明实施例中提供的力-位移非线性动力学特性曲线图。

附图中，51、控制器，52、功率放大器、53、位移传感器、54、转子，55、电磁铁、56、铁芯、57、硅钢叠片，58、线圈。

具体实施方式

下面结合说明书附图与具体实施方式对本发明做进一步的详细说明。

传统的旋转机械支承系统一般为被动支承系统，难以被设计为具有对旋转机械隔振与抗冲击有利的特性，且一旦结构确定，其动力学特性也将确定，难以再次改变。

为了解决这些问题，本发明提出一种磁轴承隔振与抗冲击非线性控制方法，利用磁轴承系统的主动可控性，用控制算法实现磁轴承具有高静低动的非线性动力学特性，不仅可以在兼顾承载力的同时保证优异的隔振与抗冲击性能，而且利用控制算法可以根据实际结构参数，自由设计改变磁悬浮轴承的力-位移非线性动力学特性曲线，应用于不同的机器与工况。具体如下。

如图1所示，一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，应用于图2所示的磁轴承系统，磁轴承系统包括：磁轴承本体、控制器、功率放大器、位移传感器和转子，控制方法包括：

S1、根据不同的振动与冲击载荷工况，设计具有高静低动特性的力-位移非线性动力学特性曲线；

S2、根据力-位移非线性动力学特性曲线中的系数，设置高静低动控制算法中的增益环节函数表达式f_p(e)；

S3、根据工程应用的阻尼比需求，设置高静低动控制算法中的微分环节函数表达式f_d(e)；

S4、将设置好的高静低动控制算法编程写入至磁轴承系统的控制器内，形成高静低动控制器；

S5、高静低动控制器通过位移传感器以预设采样频率实时采集转子的位移；

S6、高静低动控制器将位移与参考位置比较后得到偏差值，根据增益环节函数表达式f_p(e)和微分环节函数表达式f_d(e)计算并生成相应的控制信号，并将控制信号输入功率放大器；

S7、功率放大器根据控制信号产生控制电流，控制磁轴承本体对转子的吸引力大小，对转子的位移进行修正；

S8、循环执行步骤S5-S7，直至断电。

步骤S1还包括：预估被支承物体振动响应与冲击响应的范围；

力-位移非线性动力学特性曲线满足：预估的振动响应在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内的第一位移范围内；预估的冲击响应在平衡位置附近的δ区域外的系统刚度在第二刚度范围内的第二位移范围内；系统刚度为力-位移非线性动力学特性曲线的曲率。

力-位移非线性动力学特性曲线为下式三次函数表示的曲线，

y＝Ax³+Bx²+Cx+D

其中，A、B、C、D为根据该曲线而确定的三次函数系数，三次函数满足：3·Ax²+2·Bx+C≥0。

高静低动控制算法包括：

增益环节：

将偏差值代入增益环节函数表达式f_p(e)，计算得到增益环节控制量，用以调节动态支承系统的刚度；

微分环节：

将偏差值乘以微分环节函数表达式f_d(e)后进行微分，得到微分环节控制量，用以调节动态支承系统的阻尼特性；

将增益环节控制量和微分环节控制量之和作为总的高静低动控制器输出量。

增益环节函数表达式f_p(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_x为力-位移系数，k_I为力-电流系数，e为偏差值，A、B、C为常数。

微分环节函数表达式f_d(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_I为力-电流系数，c为系统阻尼，m为支承转子质量在磁轴承上的分量，γ为阻尼比，范围0<γ<1。

控制方法使整个闭环控制系统具备高静低动特性的力-位移非线性动力学特性，即

当基础或转子受到振动载荷时，其对应的位移在力-位移非线性动力学特性曲线的第一位移范围内，磁轴承系统在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内，根据振动隔振原理，系统刚度越小，磁轴承系统的固有频率越小，根据经典的振动理论，隔振频带越宽，隔振效果越好；

当冲击作用于基础或转子时，其对应的位移在力-位移非线性动力学特性曲线的第二位移范围内，磁轴承系统在第二位移范围内的支承力随位移的增大/减小而非线性快速增加/减小。

如图3所示，一种磁轴承隔振与抗冲击控制系统，包括磁轴承系统5，磁轴承系统5包括：磁轴承本体、控制器51、功率放大器52、位移传感器53和转子54，控制系统还包括：

设计模块1，用于根据不同的振动与冲击载荷工况，设计具有高静低动特性的力-位移非线性动力学特性曲线；

第一设置模块2，用于根据力-位移非线性动力学特性曲线中的系数，设置高静低动控制算法中的增益环节函数表达式f_p(e)；

第二设置模块3，用于根据工程应用的阻尼比需求，设置高静低动控制算法中的微分环节函数表达式f_d(e)；

写入模块4，用于将设置好的高静低动控制算法编程写入至磁轴承系统的控制器51内，形成高静低动控制器；

高静低动控制器5用于通过位移传感器53以预设采样频率实时采集转子的位移；还用于将位移与参考位置比较后得到偏差值，根据增益环节函数表达式f_p(e)和微分环节函数表达式f_d(e)计算并生成相应的控制信号，并将控制信号输入功率放大器52；

功率放大器52用于根据控制信号产生控制电流，控制磁轴承本体对转子54的吸引力大小，对转子54的位移进行修正。

设计模块还用于：预估被支承物体振动响应与冲击响应的范围；

力-位移非线性动力学特性曲线满足：预估的振动响应在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内的第一位移范围内；预估的冲击响应在平衡位置附近的δ区域外的系统刚度在第二刚度范围内的第二位移范围内；系统刚度为力-位移非线性动力学特性曲线的曲率；

力-位移非线性动力学特性曲线为下式三次函数表示的曲线，

y＝Ax³+Bx²+Cx+D

其中，A、B、C、D为根据该曲线而确定的三次函数系数，三次函数满足：3·Ax²+2·Bx+C≥0；

控制方法使整个闭环控制系统具备高静低动特性的力-位移非线性动力学特性，即

当基础或转子受到振动载荷时，其对应的位移在力-位移非线性动力学特性曲线的第一位移范围内，磁轴承系统在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内，根据振动隔振原理，系统刚度越小，磁轴承系统的固有频率越小，根据经典的振动理论，隔振频带越宽，隔振效果越好；

当冲击作用于基础或转子时，其对应的位移在力-位移非线性动力学特性曲线的第二位移范围内，磁轴承系统在第二位移范围内的支承力随位移的增大/减小而非线性快速增加/减小。

高静低动控制算法包括：

增益环节：

将偏差值代入增益环节函数表达式f_p(e)，计算得到增益环节控制量，用以调节动态支承系统的刚度；

微分环节：

将偏差值乘以微分环节函数表达式f_d(e)后进行微分，得到微分环节控制量，用以调节动态支承系统的阻尼特性；

将增益环节控制量和微分环节控制量之和作为总的高静低动控制器输出量；

增益环节函数表达式f_p(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_x为力-位移系数，k_I为力-电流系数，e为偏差值，A、B、C为常数；

微分环节函数表达式f_d(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_I为力-电流系数，c为系统阻尼，m为支承转子质量在磁轴承上的分量，γ为阻尼比，范围0<γ<1。

如图4所示，磁轴承单自由度差动闭环控制原理：转子的位移被位移传感器以一定的采样频率采集，采样值经与参考位置Ref比较后得到偏差e，偏差e输入至高静低动控制器产生的相应的控制信号，该控制信号输入给功率放大器产生控制电流，从而控制磁轴承对转子的吸引力大小，进而对转子的位移进行修正。其中，k_a为功率放大器增益，k_s为传感器增益，s为拉普拉斯算子，L为外界扰动，k_x、k_I分别为力-位移系数和力-电流系数，m为支承转子质量在磁轴承上的分量，Fe是电磁力，x是物体相对平衡位置的位移，Ref是参考位置，e是偏差，e＝Ref-x。

如图4所示，高静低动控制器包含两个环节，增益环节和微分环节，分别用来调节动态系统的刚度与阻尼特性。增益环节包括：将偏差值代入增益环节函数表达式f_p(e)，计算得到增益环节控制量，用以调节动态支承系统的刚度，微分环节包括：将偏差值乘以微分环节函数表达式f_d(e)后进行微分，得到微分环节控制量，用以调节动态支承系统的阻尼特性。

在使用高静低动控制器之前，先将如图4所示的高静低动控制算法烧录至控制器内，使整个闭环控制系统具备如图5所示的力-位移非线性动力学特性曲线。即

当基础或转子出现振动时，其往复运动幅值一般较小，具有高静低动动力学特性的磁轴承系统平衡位置附近的δ区域内刚度也较小，由振动隔振原理可知，当振动激励力的频率高于支承系统的固有频率的倍时，系统振动可以被有效隔离，因此系统固有频率在保证承载力的情况下越低越好，支承系统固有频率的表达式为：

其中k为系统刚度，m为支承转子质量在磁轴承上的分量，可以看到系统刚度越小，支承系统固有频率也越小，因此高静低动系统低的动刚度可以起到有效隔离振动的作用。

当冲击作用于基础或转子时，转子运动幅值一般较大，具有高静低动动力学特性的磁轴承系统δ区域外，支承力随位移的增大/减小而非线性快速增加/减小，高的静承载力可以有效抑制位移，一方面可以使支承系统在有效隔振的同时不丧失承载力，一方面在一定程度上避免了冲击载荷下转子与其他部件发生碰摩的可能性。

利用磁轴承的主动可控性，用控制算法实现磁轴承具有高静低动的非线性动力学特性，即高的静承载力和低的动刚度。当基础或转子出现振动时，低的动刚度可以起到有效隔离振动的作用。当冲击作用于基础或转子时，随着相对位移的增大，支承力非线性快速增大，可以有效抑制位移，在一定程度上避免了发生碰摩的可能性。该方法不仅可以在兼顾承载力的同时保证优异的隔振与抗冲击性能，而且通过该主动控制算法可以根据实际结构参数，自由设计改变磁悬浮轴承的力-位移非线性动力学特性曲线，应用于不同的机器与工况，可以有效减小振动与冲击对磁悬浮旋转机械的影响。

显然，本领域的技术人员可以对本发明进行各种改动和变型而不脱离本发明的精神和范围。这样，倘若本发明的这些修改和变型属于本发明权利要求及其同等技术的范围之内，则本发明也意图包含这些改动和变型在内。

Claims (10)

1.一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，其特征在于，应用于磁轴承系统，所述磁轴承系统包括：磁轴承本体、控制器、功率放大器、位移传感器和转子，所述控制方法包括：

S1、根据不同的振动与冲击载荷工况，设计具有高静低动特性的力-位移非线性动力学特性曲线；

S2、根据所述力-位移非线性动力学特性曲线中的系数，设置高静低动控制算法中的增益环节函数表达式f_p(e)；

S3、根据工程应用的阻尼比需求，设置所述高静低动控制算法中的微分环节函数表达式f_d(e)；

S4、将设置好的高静低动控制算法编程写入至所述磁轴承系统的控制器内，形成高静低动控制器；

S5、所述高静低动控制器通过所述位移传感器以预设采样频率实时采集所述转子的位移；

S6、所述高静低动控制器将所述位移与参考位置比较后得到偏差值，根据所述增益环节函数表达式f_p(e)和所述微分环节函数表达式f_d(e)计算并生成相应的控制信号，并将所述控制信号输入所述功率放大器；

S7、所述功率放大器根据所述控制信号产生控制电流，控制所述磁轴承本体对所述转子的吸引力大小，对所述转子的位移进行修正；

S8、循环执行步骤S5-S7，直至断电。

2.根据权利要求1所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，其特征在于，步骤S1还包括：预估被支承物体振动响应与冲击响应的范围；

所述力-位移非线性动力学特性曲线满足：预估的振动响应在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内的第一位移范围内；预估的冲击响应在平衡位置附近的δ区域外的系统刚度在第二刚度范围内的第二位移范围内；所述系统刚度为所述力-位移非线性动力学特性曲线的曲率。

3.根据权利要求2所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，其特征在于，所述力-位移非线性动力学特性曲线为下式三次函数表示的曲线，

y＝Ax³+Bx²+Cx+D

其中，A、B、C、D为根据该曲线而确定的三次函数系数，所述三次函数满足：3·Ax²+2·Bx+C≥0。

4.根据权利要求3所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，其特征在于，所述高静低动控制算法包括：

增益环节：

将所述偏差值代入所述增益环节函数表达式f_p(e)，计算得到增益环节控制量，用以调节动态支承系统的刚度；

微分环节：

将所述偏差值乘以所述微分环节函数表达式f_d(e)后进行微分，得到微分环节控制量，用以调节动态支承系统的阻尼特性；

将所述增益环节控制量和所述微分环节控制量之和作为总的高静低动控制器输出量。

5.根据权利要求4所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，其特征在于，所述增益环节函数表达式f_p(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_x为力-位移系数，k_I为力-电流系数，e为偏差值，A、B、C为常数。

6.根据权利要求5所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，其特征在于，所述微分环节函数表达式f_d(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_I为力-电流系数，c为系统阻尼，m为支承转子质量在磁轴承上的分量，γ为阻尼比，范围0<γ<1。

7.根据权利要求2-6任一项所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制方法，其特征在于，当整个闭环控制系统具备高静低动特性的力-位移非线性动力学特性时，

当基础或转子受到振动载荷时，其对应的位移在所述力-位移非线性动力学特性曲线的所述第一位移范围内，所述磁轴承系统在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内，根据振动隔振原理，所述系统刚度越小，所述磁轴承系统的固有频率越小，根据经典的振动理论，隔振频带越宽，隔振效果越好；

当冲击作用于基础或转子时，其对应的位移在所述力-位移非线性动力学特性曲线的所述第二位移范围内，所述磁轴承系统在所述第二位移范围内的支承力随位移的增大/减小而非线性快速增加/减小。

8.一种磁轴承隔振与抗冲击控制系统，其特征在于，包括磁轴承系统，所述磁轴承系统包括：磁轴承本体、控制器、功率放大器、位移传感器和转子，所述控制系统还包括：

设计模块，用于根据不同的振动与冲击载荷工况，设计具有高静低动特性的力-位移非线性动力学特性曲线；

第一设置模块，用于根据所述力-位移非线性动力学特性曲线中的系数，设置高静低动控制算法中的增益环节函数表达式f_p(e)；

第二设置模块，用于根据工程应用的阻尼比需求，设置所述高静低动控制算法中的微分环节函数表达式f_d(e)；

写入模块，用于将设置好的高静低动控制算法编程写入至所述磁轴承系统的控制器内，形成高静低动控制器；

所述高静低动控制器用于通过位移传感器以预设采样频率实时采集所述转子的位移；还用于将所述位移与参考位置比较后得到偏差值，根据所述增益环节函数表达式f_p(e)和所述微分环节函数表达式f_d(e)计算并生成相应的控制信号，并将所述控制信号输入所述功率放大器；

所述功率放大器用于根据所述控制信号产生控制电流，控制所述磁轴承本体对所述转子的吸引力大小，对所述转子的位移进行修正。

9.根据权利要求8所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制系统，其特征在于，所述设计模块还用于：预估被支承物体振动响应与冲击响应的范围；

所述力-位移非线性动力学特性曲线满足：预估的振动响应在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内的第一位移范围内；预估的冲击响应在平衡位置附近的δ区域外的系统刚度在第二刚度范围内的第二位移范围内；所述系统刚度为所述力-位移非线性动力学特性曲线的曲率；

所述力-位移非线性动力学特性曲线为下式三次函数表示的曲线，

y＝Ax³+Bx²+Cx+D

其中，A、B、C、D为根据该曲线而确定的三次函数系数，所述三次函数满足：3·Ax²+2·Bx+C≥0；

当整个闭环控制系统具备高静低动特性的力-位移非线性动力学特性时，

当基础或转子受到振动载荷时，其对应的位移在所述力-位移非线性动力学特性曲线的所述第一位移范围内，所述磁轴承系统在平衡位置附近的δ区域内的系统刚度在第一刚度范围内，根据振动隔振原理，所述系统刚度越小，所述磁轴承系统的固有频率越小，根据经典的振动理论，隔振频带越宽，隔振效果越好；

当冲击作用于基础或转子时，其对应的位移在所述力-位移非线性动力学特性曲线的所述第二位移范围内，所述磁轴承系统在所述第二位移范围内的支承力随位移的增大/减小而非线性快速增加/减小。

10.根据权利要求9所述的一种磁轴承隔振与抗冲击控制系统，其特征在于，所述高静低动控制算法包括：

增益环节：

将所述偏差值代入所述增益环节函数表达式f_p(e)，计算得到增益环节控制量，用以调节动态支承系统的刚度；

微分环节：

将所述偏差值乘以所述微分环节函数表达式f_d(e)后进行微分，得到微分环节控制量，用以调节动态支承系统的阻尼特性；

将所述增益环节控制量和所述微分环节控制量之和作为总的高静低动控制器输出量；

所述微分环节函数表达式f_p(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_x为力-位移系数，k_I为力-电流系数，e为偏差值，A、B、C为常数；

所述增益环节函数表达式f_d(e)为：

其中，k_a为功率放大器增益，k_s为位移传感器增益，k_I为力-电流系数，c为系统阻尼，m为支承转子质量在磁轴承上的分量，γ为阻尼比，范围0<γ<1。