高速動車組牽引變流器振動特性及隔振優化研究

王永勝， 丁 杰,， 張 平， 榮智林， 劉 大， 周 漢

(1.株洲南車時代電氣股份有限公司 技術中心，湖南 株洲 412001；2.湘潭大學 土木工程與力學學院，湖南 湘潭 411105)

高速動車組牽引變流器振動特性及隔振優化研究

王永勝1， 丁 杰1,2， 張 平2， 榮智林1， 劉 大1， 周 漢1

(1.株洲南車時代電氣股份有限公司 技術中心，湖南 株洲 412001；2.湘潭大學 土木工程與力學學院，湖南 湘潭 411105)

針對某型高速動車組車輛地板高頻振動過大的問題，研究車底牽引變流器振動及內部懸掛隔振的影響。對牽引變流器進行了裝車和車間振動試驗，對其振動特性及安裝在變壓器與變流器柜體之間隔振器的隔振性能進行了理論和試驗評估，提出了優化隔振器參數降低變流器振動的措施，并利用有限元和多體動力學軟件對優化前、后的隔振效果進行了仿真對比計算。結果表明采用優化后的隔振器參數可大幅降低該牽引變流器的振動，且可避免共振風險。

高速動車組；變流器；隔振；仿真；優化

隨著動車組速度的不斷提升以及人們對乘車舒適度要求的提高，高速動車組的振動噪聲問題越來越受到人們的關注[1]。動車設計速度的提升往往伴隨著車體輕量化、車下設備如牽引變流器、變壓器等重量的大幅增加，車下設備與車體之間耦合關系加強，從而使得車下設備的振動噪聲對乘車舒適度影響加大，因此，研究并控制車下設備的振動噪聲顯得越來越迫切[2]。目前，國內對動車牽引變壓器振動噪聲等做了一些研究工作，如文獻[3]研究了動車牽引變壓器的振動特性及在車體中的傳遞路徑，文獻[4-5]研究了動車變壓器冷卻風機振動噪聲的特點以及減振降噪措施等，但關于動車牽引變流器振動噪聲研究的公開報道較少。作為動車最重要的電氣設備之一，牽引變流器內部集成的冷卻裝置、變壓器等設備在運行中會帶來一定的振動激勵，這些激勵傳遞到柜體上將引起柜體的振動[6]。柜體振動將通過連接件進一步向上傳遞或者通過輻射以噪聲的形式傳播，這些對動車的乘車環境不利，也會影響變流器自身的安全和壽命[7]。

本文對某型高速動車組牽引變流器進行了車間和裝車振動試驗測試和評估，了解了該型牽引變流器的振動特性，在此基礎上利用有限元和多體動力學軟件對變流器內部主要振源進行了隔振仿真優化分析，為降低該型變流器的振動提供了重要參考。

1 振動試驗分析

在某型高速動車組進行出廠前調試試驗時發現部分車廂牽引變流器上方車體地板局部出現較大振動，人體感覺明顯，經現場排查初步確定振動主要是由牽引變流器引起。以往試驗結果和相關經驗表明，牽引變流器的振動主要來源于內部變壓器和冷卻風機等。

1.1 裝車振動測試

為進一步了解引起車地板振動過大的原因，在裝車現場對車輛地板進行了振動測試。測點的布置方式參考了文獻[8]，主要集中在變流器上部車輛地板區域，并以未安裝變流器的車廂地板振動進行對比。結果表明，安裝牽引變流器上方車體地板振動加速度有效值最大達到0.57 m/s2，遠大于未安裝變流器車廂地板的振動(約為0.04 m/s2)。變流器上方車地板振動加速度頻譜(如圖1)顯示振動能量主要集中在100 Hz附近，且具有明顯的諧波特征。通過對變流器內部變壓器、冷卻風機等主要振源單獨啟動進行測試排查基本確定地板振動主要由變流器內部變壓器引起?，F場測試結果的頻譜特征與文獻[9]中關于變壓器鐵芯磁致伸縮力Fc的描述吻合，鐵芯的磁致伸縮力Fc是引起變壓器振動的主要激勵，其計算公式如下：

式中，H為磁場強度，μ為介質磁導率，τ為體積密度，Fcmax為主能量，t為時間，ω為電源頻率。由該式可知，磁致伸縮力Fc的主頻為外加電場頻率(50 Hz)的兩倍，且還包括高次諧波分量。

圖1 變流器上方車地板振動加速度頻譜Fig.1 The acceleration spectrum curve of the car floor

1.2 車間振動試驗

為進一步驗證裝車振動測試結論及了解該型牽引變流器振動特性，將變流器柜體頂部通過螺栓連接固定在夾具上進行了車間振動試驗。

1.2.1 測點布置與試驗工況

牽引變流器內部振源主要包括變壓器和冷卻風機，其振動通過柜體頂部連接螺栓傳遞到車體，因此，將振動試驗測點布置在柜體頂部靠近振源的連接螺栓安裝座附近，且增加4個變壓器與變流器柜體裝配位置附近的測點。試驗測點布置示于圖2。

圖2 變流器車間振動試驗測點布置Fig.2 Measuring points layout of vibration test of converter

試驗工況如表1所示，在這些工況中考慮了變壓器、冷卻風機兩個振源對牽引變流器柜體振動的影響以及不同類型變壓器的振動大小，其中變壓器A為目前裝配型號，變壓器B為備選型號。

表1 測試工況

1.2.2 測試結果及分析

由于各工況垂向振動加速度有效值都大于行車和枕木方向，因此本文主要研究垂向振動。圖3是各工況16個測點垂向加速度有效值對比，由該圖可以看出，工況1與工況2在3、4、5、6、7、8等6個測點處振動加速度有效值差別很小，但在其他10個測點處，工況2的加速度有效值要遠大于工況1，這說明靠近變壓器端柜體的振動能量主要來自于變壓器，冷卻風機的影響較小，這一點也可以從工況2、3結果的比較中得到驗證；工況3與工況4的結果對比顯示，變壓器A引起變壓器端柜體的振動要遠大于變壓器B，這說明目前裝配的變壓器振動過大，是引起車地板振動異常的主要原因。

圖3 各工況16個測點加速度有效值對比Fig.3 Comparison diagram of acceleration RMS of 16 points between different conditions

圖4列出了工況2測點1和測點16的加速度頻譜，其中測點1的頻譜與圖1頻譜曲線特征十分相似，這進一步說明變壓器是引起車地板振動異常的主要原因，且變壓器的振動呈現出以100 Hz為基頻的諧波特征；另外對比測點1和測點16的頻譜曲線可以看出，變壓器振動通過柜體向上傳遞時，高頻成分基本衰減，但100 Hz的振動衰減較少。這說明安裝在變壓器與柜體之間的隔振器對100 Hz振動的隔振效果有限。

圖4 工況2測點1和測點16加速度頻譜曲線Fig.4 The acceleration spectrum curve of point 1, 16 in condition 2

2 隔振效果評估

前面的試驗結果分析表明，牽引變流器上方車地板振動過大主要有兩個原因：變流器內部變壓器振動過大；安裝在變壓器與柜體之間的隔振器對100 Hz振動的隔振效果較差。因此，要解決該問題主要是從兩個方面采取措施，其中降低變壓器的振動是從源頭著手，而優化隔振器參數是在路徑上降低振動的傳遞。降低變壓器的振動主要是通過生產商對設計進行優化，一般周期較長，且易受生產商技術實力的限制；而對隔振器參數進行優化相對來說周期較短、見效快，且可控性強。因此，本文將從隔振的角度對變流器進行減振研究。

2.1 理論評估

目前在工程應用中對隔振器隔振效果進行評估主要是基于單自由度隔振理論，其基本計算公式如下：

(2)

式中,μF為力傳遞函數，ω為激勵力頻率，ωn為隔振系統固有頻率，ζ為阻尼比。由式(2)可知只有當頻率比λ=ω/ωn>1.414時，系統才有隔振效果。根據該理論，可以推算當前安裝在變壓器與柜體之間隔振器的隔振效果如表2。

表2 隔振效果理論評估表

表2顯示當前隔振器對變壓器100 Hz振動的垂向隔振效率理論計算值為72.9%，但由于單自由度理論未考慮基礎柔性及非線性等因素的影響，與實際情況存在出入，僅能作為設計參考。

2.2 試驗評估

目前常用的隔振系統性能試驗評估指標主要包括插入損失和振級落差，考慮到振級落差易受安裝基礎剛度的影響，本文采用插入損失來評估當前隔振器實際隔振效果。根據文獻[10]，插入損失為隔振系統采取隔振措施前后基礎響應的有效值之比，具體計算公式如下：

(3)

式中，LI為插入損失，AR為采取隔振措施前基礎加速度響應有效值，A為采取隔振措施后基礎加速度響應有效值。根據式(3)選取圖2中柜體上靠近變壓器的1、2、9、10、11、12等6個測點得到工況2時6組插入損失數據如圖5所示。

圖5 工況2測點1、2、9、10、11、12插入損失曲線Fig.5 Insertion loss of points 1、2、9、10、11、12 in condition 2

由圖5可看出，6個測點中除測點10外，其余5個測點插入損失都大于0，但最大的測點9也才5.2 dB，這再一次驗證了前面關于隔振器對變壓器振動有一定隔振效果，但效果十分有限的結論。

3 隔振器參數優化仿真分析

前面的分析已經表明，當前隔振器對變壓器的隔振效果有限，優化隔振器參數是降低該型變流器振動的重要措施之一。根據變壓器質量、轉動慣量、安裝空間等參數，并在參考相關標準的基礎上，本節將首先對減振剛度參數在1 000～500 000 kN/m范圍內進行仿真計算，其中選擇1 000、5 000、10 000、50 000、100 000、500 000 kN/m等六組參數進行對比分析；在此基礎上，根據變流器內部實際允許變形及安裝空間等要求，結合廠家提供的隔振器可選型號，選出一款減振效果最優且安裝可實現的隔振器(垂向動剛度為1 233 kN/m)，并將之與原隔振器從變流器系統隔振效果的角度進行仿真對比，驗證隔振器參數優化后的隔振效果，評估隔振器的系統匹配性能，排除共振等風險，為隔振器選型優化提供支持。

3.1 有限元分析

3.1.1 有限元模型

考慮到變壓器振動主要是影響靠近變壓器端的柜體，建模時忽略遠離變流器端柜體，并對內部一些的結構和部件進行簡化處理，這樣在不影響計算可靠性的前提下減少了工作量和計算成本。模型中板梁結構采用面單元，部分設備采用體單元，隔振器用三個方向的彈簧阻尼單元模擬，橡膠材料阻尼比假定為0.08，柜體頂部螺栓連接處采用剛性約束。建立的有限元模型如圖6所示，并在變壓器安裝位置附近選擇7個節點以提取結果進行對比，其中測點1為輔助變壓器，測點2至測點4分別為四個隔振器安裝位置附近的梁，測點6、7分別為兩側支撐橫梁。

圖6 有限元模型Fig.6 Finite element model

3.1.2 剛度參數優化分析

考慮到車地板振動主要體現在100 Hz附近，因此，對不同方案進行諧響應分析的頻域范圍為5～200 Hz，幅值為8 000 N(相當于一個g的加速度)，分別提取六組不同隔振器剛度模型中測點3的位移頻譜進行比較，得到圖7。由圖7可以看出，隔振器剛度參數越小，則測點3垂向位移頻譜主峰值頻率越低，其在絕大部分頻域內譜值越小，隔振效果越好；特別是在100 Hz處，剛度為1 000 kN/m的隔振器模型幅值降幅與其他剛度參數相比至少多66%，且附近沒有明顯的共振波峰，不會激發共振。柜體上其他5個測點的結論與測點3類似，這里不再列出。根據優化計算的結果，并結合廠家提供的隔振器型號，選出一款減振效果最優且安裝可實現的隔振器(垂向動剛度為1 233 kN/m)，后續將對這款隔振器與原隔振器進行對比分析。

圖7 測點3垂向位移頻譜對比Fig.7 Comparison diagram of vertical displacement spectrum of point 3

3.1.3 加速度有效值對比分析

用頻率為100 Hz、幅值為8 000 N的簡諧激振力來模擬變壓器振動，從時域的角度比較優化后的隔振器與原隔振器對100 Hz振動的隔振效果。圖8是兩款隔振器各測點加速度有效值的比值曲線，由該圖可知，隔振器優化后模型在100 Hz激勵下各測點加速度有效值都小于優化前模型，其中柜體上各測點振動有效值至少降低64%。

圖8 各測點加速度有效值比值曲線Fig.8 Acceleration RMS ratio of measuring points

3.2 多體動力學分析

[11-12]中的方法，利用多體動力學軟件Simpack建立變流器剛/柔混合隔振系統的虛擬樣機模型，模擬變流器柜體在變壓器100 Hz及冷卻風機50 Hz振動激勵同時作用下的動態行為。其中變流器柜體采用柔性體建模，變壓器及冷卻風機采用剛體建模，模型通過采用FE5力元模擬部件之間的連接關系，采用FE93力元施加載荷，模型動力學拓結構如圖9。動力學模型坐標系與圖6有限元模型一致，并在相同的位置依次布置了7個測點。

圖9 變流器剛/柔混合動力學拓撲圖Fig.9 Rigid/flexible hybrid dynamic topology of converter

對模型進行時域積分計算，計算時間為10 s，分析頻率設為250 Hz，提取測點3、5垂向速度響應的時域曲線并經FFT變化得到頻域曲線，將當前隔振器模型與隔振器優化后模型結果對比如圖10所示。由該圖可以看出，隔振器優化后對變壓器100 Hz振動的隔振效果要明顯優于當前隔振器模型，而對冷卻風機50 Hz振動的減振效果要劣于當前隔振器模型，但冷卻風機對柜體振動影響較小。因此，即使在風機和變壓器同時激勵下，隔振器剛度參數優化后仍將顯著降低柜體的振動響應。

圖10 測點3、5垂向速度響應對比(第一排對應測點3)Fig.10 Comparison diagram of vertical velocity response of point 3, 5(the first row corresponds to the point 3)

4 結 論

本文通過裝車和車間振動試驗，了解了某型高速動車組牽引變流器的振動特性及引起車地板振動過大的原因，且利用理論和試驗的手段評估了安裝在變壓器與變流器柜體之間隔振器的隔振性能；在此基礎上提出了對隔振器進行參數優化，并利用有限元和多體動力學軟件對優化前與優化后的模型進行了仿真計算對比分析。得到如下結論：

(1)該型動車組牽引變流器的振動主要是由內部變壓器的磁致伸縮力引起；

(2)當前變流器內部變壓器振動過大，且安裝的隔振器對變壓器振動的隔振效果十分有限，這是引起動車組車地板振動過大的主要原因；

(3)仿真結果表明，通過優化當前隔振器參數可大幅降低該型牽引變流器的振動，且不會出現共振等風險，仿真結果可用于指導隔振器選型優化工作；

(4)隨著動車組速度的不斷提升，牽引變流器等電氣設備功率越來越大，其帶來的振動噪聲問題也將越來越嚴重，因此，應給予足夠的重視。

參 考 文 獻

[1] PARIZET E, HAMZAOUI N, JACQUEMOUD J. Nosie assessment in a high-speed train[J]. Applied Acoustics, 2002,63(10):1109-1124.

[2] SHI Huailong, LUO Ren, WU Pingbo, et al. Influence of equipment excitation on flexible carbody vibration of EMU[J]. Journal of Modern Transportation, 2014,22(4):195-205.

[3] 張遠亮，張立民. 某動車牽引變壓器振動及傳遞分析[J]. 鐵道機車車輛，2015,35(1):32-35. ZHANG Yuanliang, ZHANG Limin. Analysis of vibration and vibration trransmission for EMU traction transformer[J]. Railway Locomotive & Car, 2015, 35(1):32-35.

[4] 唐蘋森，周雷軍，曾慧，等. CRH5動車組變壓器冷卻風機減振分析[J]. 大連交通大學學報，2013,34(3):65-68. TANG Pingsen, ZHOU Leijun, ZENG Hui, et al. Vibration analysis and research on reducing vibration of cooling fan for transformer of CRH5 high-speed emus[J]. Journal of Dalian Jiaotong University, 2013,34(3):65-68.

[5] 高平. CRH380A高速動車組變壓器冷卻風機的設計和關鍵技術問題研究[D]. 長沙:湖南大學, 2012.

[6] 邱飛力. 車下設備與車體間振動傳遞關系研究[D]. 成都:西南交通大學, 2012.

[7] 丁杰，忻力，榮智林，等. 變流器柜體沖擊和隨機振動試驗的數值模擬[J]. 機車電傳動，2012(1):62-68. DING Jie, XIN Li, RONG Zhilin, et al. Numerical simulation of shock and vibration tests for converter cabinet[J]. Electric Drive for Locomotives, 2012(1):62-68.

[8] 程海濤，鄧愛建，方克娟. 內燃動車垂向振動較大的原因分析[J]. 振動與沖擊，2006,25(3):186-189. CHENG Haitao, DENG Aijian, FANG Kejuan. Analysis of vertical vibration of railway engine motor car[J]. Journal of Shock and Vibration, 2006,25(3):186-189.

[9] 付強. 電力機車主變壓器故障診斷技術研究[D]. 長沙:中南大學,2013.

[10] 朱石堅，樓京俊，何其偉，等. 隔振理論與隔振技術[M]. 北京:國防工業出版社，2008.

[11] 周建鵬，張志誼，馮國平，等. 柔性基礎動力機械主被動隔振系統的建模與仿真[J].振動與沖擊, 2008,27(11):97-100. ZHOU Jianpeng, ZHANG Zhiyi,FENG Guoping, et al. Modeling and simulation of active-passive vibration isolation of machnery with flexible base[J]. Journal of Vibration and Shock，2008,27(11):97-100.

[12] KURZECK B, HECHT M. Dynamoc simulaton pf friction-induced vibrations in alight railway bogie while curing compared witj measyrement results[J]. International Journal of Vehicle Mechanics and Mobility, 2010,48:121-138.

Vibration characteristics and isolation optimization of a traction converter of high-speed EMU

WANG Yongsheng1, DING Jie1,2, ZHANG Ping2, RONG Zhilin1, LIU Da1, ZHOU Han1

(1. Technology Center, Zhuzhou CSR Electric Times Co.,Ltd., Zhuzhou 412001, China；2. College of Civil Engineering and Mechanics, Xiangtan University, Xiangtan 411105, China)

The vibration of a certain type of high-speed EMU traction converter and its internal suspension vibration isolator were studied, aiming at the high frequency vibration on the EMU vehicle floor. Loading and workshop vibration tests were carried out, theoretical and experimental analyses were performed to evaluate the vibration characteristics of the traction converter and the vibration isolation performance of the isolator mounted between transformer and converter cabinet. A method to reduce the vibration of this type of converter was proposed by optimizing the parameters of the isolator. A comparative simulation analysis on the isolation effects before and after optimization was carried out by using finite element and multi-body dynamics softwares. The results indicate that by optimizing the parameters of vibration isolator, the vibration of this type of traction converter can be significantly reduced and resonance does not occur.

high-speed EMU; traction converter; vibration isolation; simulation; optimization

湖南省自然科學省市聯合基金重點項目(12JJ8020)

2015-10-14 修改稿收到日期：2015-12-29

王永勝 男，碩士生，工程師，1985年生

張平 男，教授，博士生導師，1955年生

TH212；TH213.3

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.02.022