김성안
(Sung-An Ki)
†iD
Copyright © The Korean Institute of Electrical Engineers(KIEE)
Key words
Gyro stabilizer, Flywheel, Precession torque, Electric motor, Response surface method
1. 서 론
최근 조선 해양 산업에서도 4차 산업혁명과 환경 규제로 인한 선박의 에너지 효율 향상에 대한 연구가 활발히 진행되고 있다 (1). 자이로 안정기는 선박 내부에 설치되어 선박의 횡동요를 저감하는 장치로 선박 외부에 설치되는 빌지킬, 핀, 포일, 러더 제어, 트립 탭 등보다 유체항력에
대한 영향이 없어 우수한 저감 능력을 가진다 (2). 그러나 선박 내부 설치로 인한 설치 공간의 필요와 선박 무게 증가에 따른 선박의 추진 효율이 낮아지는 단점이 있다. 자이로 안정기의 구성품이 소형
및 경량화가 되면 선박의 추진효율을 향상시킬 수 있다.
자이로 안정기용 기존 짐벌은 플라이휠 구동을 위한 전동기와 플라이휠을 체결하기 위한 부속품인 벨트 풀리와 벨트 풀리용 베어링이 추가 구성되어 부피
및 무게가 증가하는 문제가 있다. 이러한 문제점을 해결하기 위해서 본 논문에서는 플라이휠의 샤프트와 전동기의 샤프트를 같이 사용하여 벨트 풀리와 벨트
풀리용 베어링이 제거된 전동기가 플라이휠 내부에 설치되는 일체형 플라이휠의 구조와 내장형 전동기의 설계안을 제안하였다.
제안된 짐벌 구조의 기본 설계를 위한 자이로 안정기의 수학적 모델을 제시하고 기존의 플라이휠의 물성치, 관성 모멘트 계산 및 응력해석을 통해 제안된
짐벌의 사양선정 및 관성부하를 고려한 내장형 전동기의 요구사양을 산출하였다. 선정된 요구 사양을 기반으로 플라이휠의 구조적 기본설계를 수행하고 응력
해석을 통해 기계적 유효성을 검증하였다. 전동기의 경우 기본설계와 전동기의 요구사양 만족과 성능 향상을 위한 최적화를 수행하였으며 전기적 유효성은
전동기의 전자계 해석과 열 해석을 통해 입증하였다.
2. 자이로 안정기
2.1 자이로 안정기의 수학적 모델
자이로 안정기는 그림 1과 같이 관성 모멘트 발생용 플라이휠, 플라이휠 구동용 전동기, 세차 토크 생성을 위한 짐벌, 짐벌축의 회전각을 조절하기 위한 브레이크로 구성된다.
선박에 자이로 안정기가 설치된 상태에서 파도의 영향으로 롤링이 발생하면 롤링축으로 각속도가 발생하고 플라이휠의 회전력으로 피치축의 각속도가 유도된다.
피치축으로 유도된 각속도로 인하여 자이로 안정기의 내부 짐벌의 세차운동이 발생하고 내부 짐벌의 운동으로 롤링축과 반대방향의 각속도가 발생하여 선박의
횡동요를 저감하는 효과가 있다 (3).
그림. 1. 자이로 안정기의 구성
Fig. 1. Configuration of gyro stabilizer
플라이휠 회전으로 인한 각운동량 $K$는 다음과 같이 표현할 수 있다.
여기서 $J_{spin}$는 플라이휠의 관성 모멘트, $w_{spin}$는 플라이휠의 각속도를 나타낸다. 파도의 롤링 토크 $T_{wave}$로 인해
선박의 횡동요가 발생하면 선박의 횡축 각속도 $w_{roll}$에 비례하는 세차 토크 $T_{pre}$와 자이로 토크 $T_{gyro}$는 다음과
같이 나타낼 수 있다 (4).
여기서 $\omega_{pre}$는 세차축의 회전 각속도이다. 자이로 토크 $T_{gyro}$의 수직 성분이며 선박의 횡동요 저감 효과를 나타내는
안정화 토크 $T_{stab}$는 다음과 같이 표현할 수 있다.
여기서 $\alpha$는 세차축 각도를 나타낸다. 플라이휠의 사양 선정을 위한 세차축의 회전 각속도는 다음과 같이 표현할 수 있다(2).
여기서 $\tau_{wave}$는 평균 파도 주기를 나타낸다. 표 1은 자이로 안정기의 주요 파라미터를 나타낸다. 평균 파도 주기는 4초, 한 주기당 세차축의 회전각은 240°로 선정하였을 때 세차축의 회전각속도는
1.05rad/s로 계산된다. 세차 토크 $T_{pre}$를 조절하기 위해서는 브레이크가 세차축에 연결되므로 브레이크의 출력을 6kW로 선정하고 브레이크
효율과 기계 효율을 각각 고려한 세차 토크는 7359Nm로 계산된다. 롤링 각속도는 세차축의 회전각속도와 동일하므로 수식 (2)를 이용하여 플라이휠의 요구되는 각운동량을 계산하면 7199Nms이다. 플라이휠의 관성 모멘트는 수식 (1)에서 속도에 따라 달라지며 정격속도를 4000rpm으로 선정하였을 때 관성 모멘트는 17.19kgm$^{2}$ 이상으로 설계되어야 한다.
표 1. 자이로 안정기의 주요 파라미터
Table 1. Main parameters of gyro stabilizer
|
Item
|
Value
|
|
Period of average wave (sec)
|
4
|
|
Rotation angle of precession axis per cycle (°)
|
240
|
|
Rotation angular speed of precession axis (rad/s)
|
1.05 (10rpm)
|
|
Braking power (kW)
|
6
|
|
Efficiency of Brake (%)
|
95
|
|
Machine efficiency (%)
|
80
|
|
Precession torque (Nm)
|
7539
|
|
Rolling angular velocity (rad/s)
|
1.05
|
|
Angular momentum of flywheel (Nms)
|
7199
|
|
Rotation speed of flywheel (rpm)
|
4000
|
|
Moment of inertia of flywheel (kgm$^{2}$)
|
17.19
|
2.2 자이로 안정기용 기존 짐벌
그림 2는 관성 모멘트 발생용 플라이휠, 플라이휠 구동을 위한 전동기, 플라이휠과 전동기 사이에 회전력 전달을 위한 벨트 풀리, 플라이휠 회전을 위한 베어링,
전동기 회전을 위한 벨트 풀리용 베어링, 세차운동을 위한 짐벌로 구성된 자이로 안정기용 기존 짐벌을 나타낸다. 짐벌 프레임의 사이즈와 무게는 플라이휠과
전동기의 배치에 따라 영향을 받으며 플라이휠과 전동기 간의 체결을 위한 부속품인 벨트 풀리와 벨트 풀리용 베어링이 추가되는 단점이 있다.
그림. 2. 자이로 안정기용 기존 짐벌의 구성
Fig. 2. Configuration of conventional gimbal for gyro stabilizer
기존 짐벌의 플라이휠 관성 모멘트는 17.68kgm$^{2}$이며 4000rpm 회전에서의 원심력에 대한 응력 확인을 위한 안전율 $SF$는 다음과
같이 표현할 수 있다 (5).
여기서 $\sigma_{M}$는 허용 응력, $\sigma_{W}$는 사용 응력을 나타낸다. 그림 3은 림(Rim), 웹(web) 및 보스(Boss)로 구성된 플라이휠의 형상과 보스의 양단에 베어링지지 구속 조건에서 4000rpm으로 회전하였을 때의
응력 해석 결과를 나타낸다. 최대 응력 지점은 프레임 두께가 가장 얇은 웹에서 발생하며 최대 응력은 61.41Mpa로 플라이휠의 허용 응력은 340Mpa이므로
안전율은 약 5.5로 여유가 있음을 확인할 수 있다.
그림. 3. 기존 플라이휠의 형상과 응력 해석의 결과
Fig. 3. Shape of conventional flywheel and result of stress analysis
2.3 자이로 안정기용 제안된 짐벌
플라이휠과 전동기의 배치 공간의 최소화와 부속품의 제거를 위한 자이로 안정기용 제안된 짐벌은 그림 4와 같다. 기존 플라이휠의 내부의 빈 공간에 전동기를 배치하는 구조로 플라이휠의 샤프트를 전동기의 샤프트로 사용하여 배치 공간을 최소화할 수 있으며
단일 샤프트로 인해 벨트 풀리와 벨트 풀리용 베어링을 제거할 수 있는 효과가 있다. 플라이휠의 설계 요구 사양은 자이로 안정기의 주요 파라미터인 관성
모멘트 17.19kgm$^{2}$ 이상과 안전율 3 이상으로 선정하였다.
그림. 4. 자이로 안정기용 제안된 짐벌의 구성
Fig. 4. Configuration of proposed gimbal for gyro stabilizer
그림 5와 표 2는 제안된 플라이휠의 형상과 응력 해석 결과 및 기존과 제안된 플라이휠의 사양 비교를 나타낸다. 기존 플라이휠의 웹을 상단으로 배치하여 전동기 설치
공간을 확보하였다. 해석 조건은 기존 플라이휠 구속 조건과 동일하게 보스의 양단에 베어링지지 구속 조건에 4000rpm으로 회전시켰다. 플라이휠의
관성 모멘트는 17.35kgm$^{2}$으로 기존 플라이휠에 비해 약 0.33kgm$^{2}$로 감소하였지만 요구 사양은 만족한다. 플라이휠의 허용응력은
기존 플라이휠과 동일한 340Mpa이며 응력 해석결과 최대 응력 지점은 림의 하단부로 최대 응력은 92.43Mpa로 웹의 상단 배치로 인한 응력이
커지지만 안전율은 약 3.7로 요구 사양을 만족함을 확인할 수 있다. 무게의 경우 기존 플라이휠은 397kg이며 제안된 플라이휠의 경우 373kg으로
24kg 감소 효과를 확인할 수 있다.
그림. 5. 제안된 플라이휠의 형상과 응력 해석의 결과
Fig. 5. Shape of proposed flywheel and result of stress analysis
표 2. 플라이휠의 사양 비교
Table 2. Specification comparison of flywheel
|
Item
|
Required
|
Conventional
|
Proposed
|
|
Rotational moment of inertia (kgm$^{2}$)
|
17.19
|
17.68
|
17.35
|
|
Safety factor
|
> 3
|
5.5
|
3.7
|
|
Weight (kg)
|
-
|
397
|
373
|
큰 관성을 가진 플라이휠의 제작에서 발생할 수 있는 비대칭 관성으로 인한 안정성도 검증되어야 한다. ISO 1940 기준으로 평형잡기가 수행되며 허용
잔류 불평형 Uper은 다음과 같이 나타낼 수 있다 (6).
여기서 G는 평형 품질 등급, m의 회전체의 무게, n은 분당 회전수를 나타낸다. 표 3은 혀용 잔류 불평형을 계산하기 위한 사양과 계산값을 나타낸다. 평형 품질 등급은 속도 950rpm 이상이며 최소 80mm 축 높이를 갖는 전동기를
기준으로 2.5로 선정하였으며 플라이휠의 무게는 373kg이므로 계산된 허용 잔류 불평형은 2226μm이다. 이 값은 회전자의 양단에 절반씩 동위상(Case
1)과 역위상(Case 2)으로 각각 무게로 부가하여 응답 확인하였다 (7).
표 3. 허용 잔류 불평형을 계산하기 위한 사양과 계산값
Table 3. Specifications and calculated values for calculating allowable residual unbalance
|
Item
|
Value
|
|
Balancing grade
|
2.5
|
|
Radius of flywheel (mm)
|
270
|
|
Allowable residual unbalance (μm)
|
2226
|
표 4는 속도별 플라이휠의 불균형을 고려한 응력과 변위의 해석 결과를 나타낸다. 속도 증가에 따라 응력과 변위가 증가함을 확인할 수 있다. 최대 응력 지점은
그림 5와 동일한 지점에서 발생하며 이상적인 플라이휠일 경우 최대 응력은 92.43Mpa이며 Case 1과 Case 2는 92.75Mpa로 약간 증가하였지만
그 변화는 미비하다. 최대 변위 지점은 플라이휠의 내측 하단 모서리에서 발생하며 이상적인 경우 변위 크기는 95.09μm이다. Case 1과 Case
2는 102.9μm로 동일하며 변화는 미비함을 확인할 수 있다. 제안된 플라이휠의 웹이 상단에 배치되어 상단부 불균형으로 인한 변위는 영향을 받지
않아 동일한 변위가 발생하는 것으로 판단되며 허용 잔류 불평형 내에 있음을 확인할 수 있다.
표 4. 플라이휠의 불균형을 고려한 해석 결과의 비교
Table 4. Comparison analysis results considering unbalance of flywheel
|
Speed (rpm)
|
Ideal
|
Case 1
|
Case 2
|
|
Stress
(Mpa)
|
Dis.
(μm)
|
Stress
(Mpa)
|
Dis.
(μm)
|
Stress
(Mpa)
|
Dis.
(μm)
|
|
1000
|
7.083
|
4.215
|
7.126
|
4.603
|
4.135
|
4.559
|
|
2000
|
22.92
|
21.61
|
22.93
|
23.67
|
22.93
|
23.65
|
|
3000
|
51.61
|
52.17
|
51.6
|
56.66
|
51.6
|
56.62
|
|
4000
|
92.43
|
95.09
|
92.75
|
102.9
|
92.75
|
102.9
|
2.4 일체형 플라이휠 구동용 전동기
플라이휠은 전동기의 관성부하이므로 전동기의 정격토크 $T_{m}$는 다음과 같이 표현할 수 있다.
여기서 정격속도 4000rpm에서 시간에 따라 정격토크가 결정되므로 표 5와 같이 도달시간을 선정하고 그에 따른 각가속도와 정격토크를 산출하였다.
표 5. 관성 부하의 계산 결과
Table 5. Calculation results of inertia load
|
Item
|
Value
|
|
Travel time (min)
|
≤ 12
|
|
Angular acceleration (rad/s2)
|
0.582
|
|
Rated Torque (Nm)
|
> 10
|
표 6은 플라이휠 구동용 전동기의 요구 사양을 나타낸다. 전동기의 구동을 위한 제어기의 전원전압은 220Vac이며 정격속도 4000rpm에서 전류 밀도
5A/mm$^{2}$ 이하, 토크는 10Nm 이상, 효율은 95% 이상, 코깅 토크는 0.25 Nm 이하, 토크 리플은 5% 이하, 역기전력 왜곡율
(BEMF THD: Back electromotive force total harmonic distortion)은 5% 이하로 선정하였다. 플라이휠의
샤프트에 전동기의 회전자가 부착되는 구조로 회전자의 내경은 60mm가 되어야 한다.
표 6. 전동기의 요구 사양
Table 6. Requirement specification of motor
|
Item
|
Value
|
|
Input voltage (Vac)
|
220
|
|
Rated speed (rpm)
|
4000
|
|
Current density (A/mm$^{2}$)
|
< 5
|
|
Rated torque (Nm)
|
> 10
|
|
Efficiency (%)
|
> 95
|
|
Cogging torque (Nm)
|
< 0.25
|
|
Torque ripple (%)
|
< 5
|
|
BEMF THD (%)
|
< 5
|
|
Inner diameter of rotor (mm)
|
60
|
플라이휠 구동용 전동기의 정격속도와 최대속도가 4000rpm으로 동일하므로 권선의 전류 밀도를 낮추기 위해서는 정격부하 구동에서의 전동기의 상전압을
제한조건의 근접하게 설계해야한다. 상전압 제한 조건은 다음과 같이 표현할 수 있다 (8).
여기서 $V_{ll}$는 인버터의 입력전압, $\eta_{c}$은 제어 여분으로 0.9로 선정하였다. 상전압 제한 조건을 고려한 한상의 기전력의 선정
수식은 다음과 같이 나타낼 수 있다 (8).
여기서 $k_{w1}$는 기본 고조파 권선 계수, $T_{ph}$는 상당 턴수, $\Phi_{1}$는 자속밀도, $f$는 기본 주파수를 나타낸다.
전동기의 사이즈 결정을 위한 단위 회전자의 부피당 출력 토크는 다음과 같이 표현할 수 있다 (8).
여기서 $A$는 전기 장하, $B$는 자기 장하를 나타낸다. 회전자의 기 결정된 내경을 고려하여 회전자의 부피당 출력 토크를 이용한 전동기의 초기
설계 사양은 표 7과 같다. 슬롯/극수 조합은 24/4, 정격전류는 14A로 선정하였다.
3. 전동기의 최적 설계
표 6의 요구 사양을 모두 만족하기 위해서는 다수 설계 인자 선정 및 영향 평가가 가능한 최적화 설계기법이 필요하므로 본 논문에서는 반응 표면법 (RSM:
Respone surface method)을 사용하였다 (9,10). 그림 6은 초기 전동기의 형상과 최적 설계를 위한 설계 인자들을 나타낸다. 설계 인자는 자석 아크 (MA: Magnet arc), 자석 감소(MR: Magnet
reuduction) 및 슬롯 오프닝 (SO: Slot opening)으로 선정하였고 초기 설계값은 160°, 0mm, 3mm으로 선정하였다.
그림 7은 전동기의 요구 사양 중 효율, 정격 토크, 토크 리플, 전류 밀도를 제약조건 선정하였으며 주 효과도 확인을 위해 MA, MR 및 SO의 범위는
120~160°, 0~4mm, 2~6mm로 선정하였다. 주 효과도에서 제약 조건을 모두 만족하도록 MA, MA 및 SO의 범위는 150~170°,
1~4mm, 4~6mm로 재선정하였다. 제약 조건 중 전류 밀도의 경우 모든 범위 내에서 성능을 만족하며 변화가 크게 없으므로 RSM의 제약조건에서
제외하였다.
표 7. 전동기의 초기 사양
Table 7. Initial specification of motor
|
Item
|
Value
|
|
Slots/poles
|
24/4
|
|
Stator core and rotor core/Magnet
|
M350-50A/N30UH
|
|
Rated current (A)
|
14
|
|
Outer/inner diameters of stator (mm)
|
130/80
|
|
Air gap/magnet thickness (mm)
|
1/4
|
|
Stator/rotor/magnet length (mm)
|
90/90/90
|
|
Slot opening (mm)
|
3
|
|
Magnet Arc (electrical degree)
|
160
|
|
Magnet reduction (mm)
|
0
|
그림. 6. 초기 전동기의 형상과 설계 인자
Fig. 6. Shape of initial motor and design factors
그림. 7. 주 효과도
Fig. 7. Main effect plots
그림 8은 효율, 정격 토크 및 토크 리플에 대한 반응 표면법의 결과를 나타낸다. 최종 설계 인자는 제작을 고려한 치수로 MA는 166°, MR은 2mm
SO는 4.5mm로 결정하였다. 그림 9는 반응 표면법에서 결정된 설계 인자를 적용한 최적 전동기의 형상을 나타낸다.
그림. 8. 반응 표면법의 결과
Fig. 8. Results of RSM
그림. 9. 최적 모델의 형상
Fig. 9. Shape of optimal model
4. 시뮬레이션
반응 표면법을 이용한 최적 모델의 요구사양 만족과 성능 향상의 유효성을 검증하기 위해서 유한요소해석을 기반으로 초기 전동기, 최적 전동기, 최적 전동기가
연속으로 동작하여 온도포화가 이루어진 상태에 대한 전자계 해석과 열 해석 결과는 그림 10과 같다. 그림 10(a)는 초기 전동기와 최적 전동기의 역기전력의 비교를 나타낸다. 초기 전동기의 상 역기전력은 117.6Vrms이며 최적 전동기는 자석 감소로 인해 112.8Vrms이다.
고조파 왜형율은 초기 전동기은 8.2%, 최적 전동기은 2.2%로 요구 사양 5% 이하를 만족한다. 그림 10(b)는 초기 전동기과 최적 전동기의 코깅 토크로 1.96Nm에서 0.11Nm로 요구사양 0.25Nm이하를 만족한다. 그림 10(c)는 초기 전동기과 최적 전동기의 출력 토크의 비교를 나타낸다. 초기 전동기의 출력 토크는 10.96Nm이며 최적 전동기의 출력 토크는 10.89Nm로
요구 사양 10Nm 이상을 만족하며 토크 리플의 경우 27.1%에서 4.1%로 저감되어 요구 사양 5% 이하를 만족함을 확인할 수 있다. 그림 10(d)와 (e)는 최적 전동기의 정격부하를 인가하여 온도 포화를 고려한 열해석 결과를 나타낸다. 전동기의 냉각을 위해서 축방향 냉각 덕트 하우징과 자연냉각을 조건으로
해석을 하였으며 주위온도 40℃에서 온도가 가장 높은 지점은 권선으로 61.8℃로 성능에 문제가 없음을 확인하였다.
그림. 10. 전자계 해석 및 열 해석의 결과 (a) 역기전력 (b) 코깅 토크 (c) 출력 토크 (d) 열해석 모델의 형상 (e) 온도 해석의 곡선(포화)
Fig. 10. Results of electromagnetic analysis and thermal analysis (a) BEMF (b) cogging
torque (c) Output torque (d)Shape of thermal analysis model (e) Curve of thermal analysis
(Saturation)
표 8은 초기 전동기, 최적 전동기, 최적 전동기가 온도 포화에 이른 상태에서의 특성 비교 결과를 나타낸다. 초기 전동기와 비교하여 최적 전동기의 코깅
토크, 역기전력 왜형율, 토크 리플은 약 94%, 73%, 84% 저감된 효과를 확인할 수 있으며 효율과 출력의 경우 요구 사양을 모두 만족한다.
온도 포화를 고려한 최적 전동기의 성능의 경우도 요구사양을 모두 만족함을 확인할 수 있다.
그림 11과 표 9는 짐벌의 초기 모델과 제안된 모델의 형상과 물성치 비교를 나타낸다. 짐벌의 가로 길이는 전동기가 플라이휠 내부에 배치되어 950mm에서 750mm로
줄었으며 짐벌의 높이는 벨트풀리 구조의 제거로 인해 520mm에서 454mm로 줄었다. 부피는 각각 102m$^{3}$과 89m$^{3}$으로 줄었으며
무게의 경우 488kg에서 454kg으로 약 34kg 감소하였다, 결과적으로 제안된 플라이휠 구조와 최적 설계된 전동기가 적용된 제안된 모델은 초기
모델과 비교하여 부피와 무게가 각각 약 12.7%와 7.3%가 줄어 소형화 및 경량화 결과를 도출하였으며 선박의 추진 효율의 향상 효과를 기대할 수
있다.
표 8. 초기 전동기와 최적 전동기의 특성 비교 결과
Table 8. Characteristic comparison results of initial motor and optimal motor
|
Item
|
Initial
(20 ℃)
|
Opti.
(20 ℃)
|
Opti.
(Saturation)
|
|
Cogging torque (Nm)
|
1.96
|
0.11
|
0.10
|
|
BEMF THD (%)
|
8.2
|
2.2
|
1.9
|
|
Torque ripple (%)
|
27.1
|
4.10
|
3.75
|
|
Efficiency (%)
|
95.12
|
95.56
|
95.33
|
|
Output torque (Nm)
|
10.96
|
10.89
|
10.73
|
그림. 11. 짐벌의 형상 비교 (a) 초기 모델 (b) 제안된 모델
Fig. 11. Shape comparison (a) Initial model (b) Proposed model
표 9. 짐벌의 초기모델과 최적 모델의 물성치 비교
Table 9. Mass properties comparison results of conventional model and proposed model
of gimbal
|
Item
|
Conventional
|
Proposed
|
|
Volume (m$^{3}$)
|
102
|
89
|
|
Weight (kg)
|
488
|
454
|
5. 결 론
본 논문에서는 자이로 안정기용 짐벌의 소형화 및 경량화를 위한 일체형 플라이휠의 구조를 제안하였다. 제안된 짐벌은 플라이휠과 전동기의 체결을 위한
벨트풀리 구조를 제거함에 따라 짐벌의 부피와 무게는 12.7 %와 7.3 % 줄어드는 효과를 확인하였다. 추가적으로 내장형 전동기의 기본설계, 설계
인자, 제약 조건을 선정하고 최적화 기법을 이용하여 전동기의 성능을 향상시켰다. 제안된 짐벌의 기계적 유효성은 응력해석으로 전기적 유효성은 전자계
해석과 열 해석으로 입증하였다.
References
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algorithm of power converter for gyro wave power generator, Journal of the Korean
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S. A. Kim, 2020, A Study on the Control for Increasing Output Power Section of Gyro
Generation System, The Transactions of the Korean Institute of Electrical Engineers,
Vol. 69, No. 4, pp. 576-580
S. H. Lee, 2014, Gyro-stabilizer Technology Analysis, Proceedings of the Korean Society
for Noise and Vibration Engineering Conference
S. H. Park, S. Y. Yi, 2019, Active Balancing Control for Unmanned Bicycle Using Scissored-pair
Control Moment Gyroscope, International Journal of Control, Automation and Systems,
pp. 1-8
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저자소개
He received the B.S, M.S and Ph.D. degrees in electrical engineering from Dong-A University,
Busan, Korea in 2011, 2013 and 2018.
He has been working as a senior researcher at Korea Marine Equipment Research Institute.
His research interests include electrical machines and power electronics.