外轉子風機軸向振動及故障機理研究

劉海濤， 陳 俊， 黃 迪， 唐雄輝， 劉永江， 李 華， 彭宣霖， 曾亞平， 夏 亮

(株洲中車時代電氣股份有限公司，湖南 株洲 412000)

外轉子風機因為具備效率高、噪聲低、質量輕、結構緊湊等諸多優點，作為散熱風機在軌道交通裝備領域存在非常廣泛的應用[1-2]。然由于其轉子與定子之間采用間隙配合的方式，由振動激勵導致的風機軸承故障問題，一直以來都是軌道交通裝備領域的一個痛點問題，嚴重影響產品的安全性和可靠性。按故障形成機理進行分類，外轉子風機軸承故障可分為兩大類，機械激勵故障和電腐蝕故障，前者主要由電機本身或外部環境的振動載荷所導致的軸承磨損和破壞，后者則是由于軸承軸電流導致的軸承內部表面的局部熔融產生的損傷。對于電腐蝕故障，由于外轉子風機電路系統與普通電機基本一致，其腐蝕機理的分析和改進措施的制定有諸多可借鑒的成功經驗[3-6]。然而對于外轉子風機的機械類故障，由于本身結構、安裝環境和載荷條件的復雜性，其軸承故障的機理始終不明確，更缺少行之有效的改進方法和措施，相關的文獻和報道非常少。對外轉子風機機械故障機理的探究首先需掌握風機在運行狀態下的激勵和振動特性。Long等[7-10]對多種不同電機的磁場進行了解析推導，并采用有限元方法進行了驗證，為電機電磁力波的計算提供了理論基礎。Taegen等[11]采用解析方法對同步電機噪聲和振動中的徑向磁場進行了研究。Krotsch等[12]基于整個氣隙磁場線性假設給出了外轉子電機徑向電磁力波的表達式，并采用有限元法進行了驗證。何海波等[13]對異步電機轉子偏心情況下不平衡磁拉力的產生機理和計算方法進行了研究，并指出不平衡磁拉力會加劇電機的結構振動，加快軸承磨損和故障。任金波等[14]對某新能源汽車電池外轉子散熱風機的軸向振動進行了系統的研究，指出影響風機軸向振動的最大因素為電機的換相脈動和齒槽脈動，并對風機的減振結構進行了優化。以上研究對電機電磁激振力波和結構振動的計算和控制具有重大的理論價值和工程指導意義，但主要集中在對電機徑向和切向振動的研究，而對電機軸向振動的研究相對較少。對于外轉子風機而言，由于其特殊定轉子間的配合方式，使得其軸向振動往往較其余兩個方向大，同時也往往是造成其軸承故障和破壞的主要原因，需進行深入系統的研究。

針對上述問題，論文以某磁懸浮輔助變流器外轉子冷卻風機為研究對象，建立外轉子風機軸向振動的雙質量振子系統動力學模型，推導了系統位移頻響函數的解析式，結合線路運行和實驗室臺架振動試驗及裝車和臺架安裝的錘擊試驗，揭示了外轉子風機軸承快速磨損故障的原因。在采用GB/T 21563—2018《軌道交通機車車輛設備沖擊和振動試驗》標準載荷譜及主流實測載荷譜歸納方法無法復現故障的情況下，提出了一套基于現場實測數據、裝車頻響數據和臺架頻響數據的窄帶隨機載荷譜制定及故障復現方法，并成功復現風機軸承快速磨損的故障。最后采用上述動力學解析模型，研究了系統關鍵參數對其軸向振動特性的影響規律，給出了減小風機軸向振動和傳遞給安裝基礎振動的參數優化建議。研究工作對類似于外轉子風機這類彈性安裝的雙質量振子系統的結構設計、電機軸向振動的抑制、軸承故障的定位和復現有重要的理論價值和工程指導意義。

1 外轉子風機軸向振動動力學解析模型

研究對象所在的磁浮快線為國內第一條中低速磁浮快線，在運行不到幾個月的時間內發現了較大規模的快速失效問題。該磁浮輔助變流器外轉子風機實物圖及現場故障照片如圖1所示。由圖1可看出，該風機出現了明顯的掉粉現象，同時其碟形彈簧內圈邊緣有顯著磨痕，該類故障主要為風機轉子軸與軸承內圈、支撐蝶形彈簧、彈簧卡環的快速磨損，導致軸承快速失效、使用壽命遠遠低于本身的設計壽命，嚴重影響輔助變流器系統的運行可靠性和磁浮列車的行車安全。

圖1 磁浮輔助變流器外轉子風機實物圖及現場故障照片

根據外轉子風機的上述故障表現及磨損部件之間的相互配合關系，可以確認各部件間產生周向摩擦的主要原因是風機轉子軸在裝車運行過程中存在明顯的以軸向為主的振動。為了深入研究外轉子風機在裝車情況下軸向振動特性及關鍵影響因素，根據其結構特性(見圖2)建立了外轉子風機的軸向振動雙質量振子系統動力學模型如圖3所示。圖3中:m1和m2分別為轉子和定子的質量；k1和c1分別為碟形彈簧、前后軸承的軸向總剛度和阻尼；k2和c2分別為軸承定子支撐結構的剛度和阻尼；u1和u2分別為轉子和定子的位移；v為定子支撐結構與風機安裝支座連接點處的位移；F為定轉子間電磁力波的等效軸向分量；EI和ρA分別為變流器風機安裝支撐座的等效單位剛度和單位質量；l1和l2分別為變流器風機安裝支座的等效長度。

圖2 磁浮輔助變流器外轉子風機結構原理圖

圖3 磁浮輔助變流器外轉子風機軸向動力學模型

如果作用于兩自由度子系統的外力為零，根據圖3和圖4，子系統彈簧的動態力為

圖4 雙質量振子動力學模型力學等效原理圖

(1)

式中，FT為彈簧內力。

根據牛頓第二定律，系統的動力學方程可表述為

(2)

(3)

將式(1)代入式(2)、式(3)有

FT=kev+Fe

(4)

其中

當外力為零時，歐拉-伯努利梁的動力學方程可寫為

(5)

式中:yi(xi,t)為梁xi(0

對于彈性約束的梁，其自由振動的解可設為

(6)

將式(6)代入式(5)可得

(7)

Yi=Ψi(xi)Ci

(8)

對于ki1與梁的交點，由梁的連續性條件(見圖4)可知，在連接點處梁左、右兩截面的垂向位移和轉角都相等，即

Y1(l1)=Y2(0),φ1(l1)=φ2(0)

(9)

同樣地，在連接點處梁左、右兩截面的力和力矩相等(見圖4)，即

V1(l1)=V2(0)-FT

(10)

M2i-1(l2i-1)=M2i(0)

(11)

式中:Mi為梁的彎矩，N·m；Vi為梁的剪力，N，其表達式為

(12)

將式(4)、式(8)、式(12)代入式(9)～式(11)可將梁的力平衡方程和位移協調方程寫為

(13)

子梁兩端彈簧連接點處的協調方程可寫為

T1D1=T2D2-F

(14)

D1和D2關系式可表述為

(15)

對于兩端為彈性約束的歐拉歐拉-伯努利梁，其約束方程可表述為

(16)

式中，BL和BR分別對應于梁左端和右端的彈性約束,可表述如下

式(16)可轉化為

(18)

式中：

聯立式(2)、式(3)和式(18)可得出子系統的控制方程為

DsU=Fs

(19)

式中：

聯立式(18)和式(19)有

(20)

根據式(20)，第一段梁的積分常數向量及子系統的位移響應可表述為

(21)

則風機安裝點彈性基礎的位于振幅可表述為

v=Ψ1(l1)C1

(22)

(23)

對于外轉子風機，致使其內部碟形彈簧等部件過度磨損的主要原因為風機轉子軸的軸向振動，亦即風機轉子與定子的相對滑移，其相對位移振幅越大部件磨損越嚴重，將對其關鍵影響因素進行深入分析，其數學表達式如下

du=u1-u2

(24)

根據輔變外轉子風機及其安裝支座的結構參數特性及響應的模態測試結果，設定外轉子風機雙質量振子系統的參數如表1所示。

表1 外轉子風機雙質量振子系統參數

設定外轉子電機在軸向的等效電磁力波為1 000 N，對所建立的雙質量振子系統進行仿真計算得到風機定、轉子、變流器安裝支座及定轉子的位差的位移頻響曲線如圖5所示。圖5中，位移頻響曲線的前4個共振峰，按頻率從低到高分別為梁的一階彎曲模態頻率、轉子和定子同向振動為主振型的模態頻率、定子和轉子反向振動為主振型的模態頻率和梁的二階彎曲頻率。不難發現，風機轉子的位移頻響幅值整體而言高于風機定子，兩者間相對位移振幅主要受轉子位移振幅的影響，且風機定、轉子間相對位移振幅存在類似于定、轉子絕對位移頻響的反共振點，此時風機定子與轉子幾乎不產生相對運動，轉子慣性力與風機外轉子電機電磁力大小相等方向相反。

圖5 雙質量振子系統位移頻響曲線

2 外轉子風機裝車運行振動特性分析

為了探尋外轉子風機軸承過度磨損故障的原因，對外轉子風機裝車線路運行、實驗室臺架安裝全轉速運行情況下的振動進行了系統的試驗，同時對風機柜體安裝和實驗室臺架安裝情況下的頻響函數進行了測試，測試場景如圖6所示。試驗采用的測試系統為B & K 3053B振動噪聲測試系統，振動傳感器為B & K 4535B振動傳感器。

圖6 外轉子風機振動測試場景

圖7為外轉子風機在磁浮線路運行工況下全線路的振動時域數據，其對應的色譜圖如圖8所示，圖8中MC1_2、MC1_4分別指代被測磁浮第1節車廂第2和第4臺冷卻風機。由圖8可知，整個線路的運行過程中，外轉子風機振動加速度量級和頻譜特性皆較為平穩，不存在明顯的改變，即不存在由于線路工況突變產生的振動劇烈放大進而導致風機振動故障的可能。

圖7 外轉子風機線路運行振動時域數據

圖8 外轉子風機線路運行振動加速度色譜圖

圖9為兩個有代表性的磁浮輔助變流器風機在線路運行和停車運行情況下定子處振動加速度的對比。由圖9可知，外轉子風機在線路運行和停車運行兩種工況下振動加速度頻譜曲線基本重疊，其振動響應特性基本一致，結合上文的分析可知，車輛線路運行工況變化及線路激勵對外轉子風機的振動響應影響較小，因此其振動響應基本由其本身的電磁力波激勵所致。

圖9 外轉子風線路運行和停車運行頻譜特性對比

不難發現，外轉子風機振動加速度的主要成分為0～800 Hz的中、低頻振動，其在200 Hz左右存在較為密集且幅值較大的峰值(0.75 m/s2)，其峰值頻率正好對應于外轉子電機的第4階電磁力波(194 Hz)與第4階電流諧波(200 Hz)的激勵頻率。

通過上文的分析可知，在裝車情況下外轉子風機可等效為一個彈性安裝的雙質量振子系統。為了分析該系統模態特性與激勵以及振動響應之間的耦合關系。圖10給出了外轉子風機裝車狀態定子錘擊試驗頻響曲線。由圖10可知，兩風機在204 Hz處均存在一個軸向振動模態，其頻響函數峰值高達17 m/s2/N。結合上文的分析可推測外轉子第4階電磁力波以及第4階電流諧波電磁激勵(來自變壓器)與其軸向振動模態存在極大的耦合共振的風險。

圖10 外轉子風機裝車狀態定子軸向錘擊試驗頻響曲線

3 外轉子風機故障機理分析

對于外轉子風機，致使其內部碟形彈簧等部件過度磨損的主要原因為風機轉子與定子的相對滑移，其相對位移振幅越大將使部件磨損越嚴重，而又由于車輛線路運行工況變化及線路激勵對外轉子風機的振動響應影響較小，因此該外轉子風機在彈性安裝情況下軸向振動模態與第4階電磁力波及電流諧波電磁激勵耦合共振為風機產生故障的主要原因。

為了驗證耦合共振的可能性，準確定位故障機理，對臺架安裝情況下的風機外轉子軸承進行變頻提速試驗，風機定子振動加速度隨轉速的變化曲線如圖11所示。由圖11可知，隨著轉速的增加，風機定子會出現數個振動峰值，這主要是由于風機振子系統軸向模態與風機電磁力波耦合共振，造成風機振動劇烈放大。

圖11 外轉子風機變頻試驗軸向加速度隨轉速的變化曲線

圖12、圖13和圖14分別為外轉子風機定子振動加速度色譜圖、加速度階次曲線及臺架安裝情況下的錘擊試驗頻響曲線。由圖12可知，與裝車情況一致，臺架安裝情況下，風機振動量級最大的階次為第4階和第4.5階，對應頻率激勵為外轉子電機電磁力波的第4階和第4.5階分量。對比圖13與圖14可知，電機第4階和第4.5階電磁力波與電機雙質量振系統164 Hz與184 Hz(轉子軸向振動為主模態)軸向振動模態在相應轉速工況發生耦合共振，其中外轉子風機裝車情況204 Hz處的定轉子的振型與臺架安裝情況下184 Hz的情況完全一致。由于臺架安裝運行與裝車運行，電機的控制方式存在一定差異性，并不存在對應于4倍電流諧波的電磁激勵，但兩者激勵方式相同，皆位于204 Hz風機軸向振動模態的共振區間。綜上，結合風機的現場故障痕跡及結構特性，可判定外裝子風機裝車運行情況下軸承的故障機理為，風機轉子軸向振動模態與電機第4階電磁力波及第4階電流諧波電磁激勵的耦合共振，導致外轉子風機轉子與定子軸承內圈間產生劇烈的軸向相對振動，從而引起轉子軸與軸承內圈及碟形彈簧間、碟形彈簧與軸承端面間、碟形彈簧與卡環間產生軸向和圓周方向的相對滑移，繼而引發各部件過度磨損松動，最終導致風機出現異音、卡阻等機械故障表現。

圖13 外轉子臺架變頻試驗振動加速度階次曲線

圖14 外轉子風機臺架安裝錘擊試驗頻譜曲線

4 外轉子風機故障復現方法研究

對于本文所研究的外轉子風機，由于其振動特性與變流器柜體風機安裝支座的彈性及模態特性有關，采用GB/T 21563—2018《軌道交通機車車輛設備沖擊和振動試驗》標準載荷譜及實測載荷譜歸納方法的進行長壽命隨機振動試驗，無法使外轉子風機準確在致使其故障的特定振動形態下運轉，因此往往無法復現風機的故障。在此，筆者結合對風機故障機理的分析，制定了對該外轉子風機的故障復現方法，并基于該方法成功復現了該外轉子風機快速磨損的故障，具體流程如圖15所示。由故障復現流程圖，該外轉子風機故障復現方法可描述為如下：

圖15 故障復現試驗方法

步驟1車輛線路運行風機振動特性試驗，獲取風機在車輛線路運行工況的振動響應量級及頻譜特性，識別在車輛線路運行工況風機振動過大或異常的情況。

步驟2故障風機裝車頻響及模態特性試驗，獲取風機在裝車情況下軸向振動的模態特性，與線路運行工況的振動特性進行比較分析，初步定位風機故障的原因。

步驟3試驗臺架安裝掃頻運行及模態特性試驗，確定在臺架安裝情況下，外轉子風機的共振轉速、頻率、響應特性及模態特性，與線路運行工況的振動特性及裝車模態特性進行比較，用于定位風機故障的原因。

步驟4風機振動故障機理分析，根據步驟2和步驟3的分析，定位出風機故障的原因，確定風機在臺架安裝情況下的故障頻率及振型。

步驟5振動臺掃頻激勵風機振動特性分析，與步驟4結合，定位并復現風機的故障振動形態，用于確定風機故障復現試驗的加載方式。

步驟6振動臺故障復現載荷譜制定，根據步驟1按采用IEC 61373—1999《鐵道車輛設備沖擊和振動試驗》中規定的振動增幅方式確定輸入的功率譜密度幅值，根據步驟5確定風機故障振動頻率，制定用于風機故障復現的窄帶隨機譜。

本文制定的振動故障復現方法主要是針對基于采用IEC 61373—1999《鐵道車輛設備沖擊和振動試驗》標準載荷譜及實測載荷譜的補充，確定振動實驗臺設定頻譜以便完成復現試驗。對于本文的研究對象，隨機窄帶的下限頻率為176 Hz，上限頻率為192 Hz，振動臺表面垂向振動加速度為1g。對風機進行了5 h的振動故障復現試驗，成功復現風機過度磨損故障，其中試驗現場及試驗后拆解風機軸承及碟形彈簧的故障照片如圖16所示，通過對比圖1可見，被試風機同樣出現明顯的掉粉及碟形彈簧磨損現象，兩者故障表現形式完全一致。

圖16 外轉子風機振動臺故障復現試驗

5 彈性雙質量振子系統振動特性及關鍵參數分析

為了研究外轉子風機關鍵參數對系統軸向振動特性的影響，尋求減小風機定子與轉子間相對振動的參數優化設計方法，本章采用上文所建立的雙質量振子系統解析模型對風機進行關鍵參數影響規律分析。

圖17為碟形彈簧、前后軸承的軸向總剛度k1對風機安裝梁的位移振幅v和定、轉子間的相對位移振幅du的影響規律。由圖17可知，k1越大，系統各階共振峰往高頻移動，其亞共振區的位移減小而過共振區的位移響應增大，當電機主要電磁力波頻率小于峰值頻率時，增大k1對減小定轉子間相對振動及減小風機傳遞給基礎的激勵最為有利，當主要電磁力波頻率大于峰值頻率時減小k1可有效減小v和du。值得注意的是，在風機主要階次電磁力波頻率區間(0～400 Hz)內，k1越大，梁位移頻響曲線各共振峰的亞共振區和過共振區幅值變小，定、轉子相對振動位移頻響曲線共振峰峰值越小，其亞共振區幅值越小，而過共振區幅值稍有增大，總體而言，取盡量大的碟形彈簧剛度有利于減小外轉子風機在啟停過程中，定、轉子間的相對振動以及其對彈性安裝基礎的激勵。

圖17 k1對外轉子風機雙質量振子系統振動特性的影響

圖18為不同定子支撐結構剛度k2下，風機安裝梁的位移振幅v和定、轉子間的相對位移振幅du的頻響曲線。由圖18(a)可知，總體而言，增大k2，系統各階共振峰往高頻移動，共振峰峰值變大，其亞共振區的位移響應減小，而過共振區的位移響應增大，相對而言，系統過共振區位移頻響小于亞共振區的位移頻響幅值，因此在進行減振設計時，對于特定轉速的外轉子風機，使其主要階次力波落在各共振峰的過共振區有利于風機的減小傳遞給基礎的激勵，考慮到風機支撐結構本身的強度要求，可考慮使用加裝隔振器的方式實現。由圖18(b)可知，k2對定轉子間相對位移的反共振點存在較大影響，增大k2，du位移頻響反共振點往高頻移動，反共振勢阱越深，使風機主要電磁力波激勵盡量落在反共振勢阱內可極大減小定、轉子間的相對振動提高外轉子風機的振動可靠性，其最有力的控制方式為通過風機支撐結構與安裝梁之間增加隔振器進行優化設計。

圖18 k2對外轉子風機雙質量振子系統振動特性的影響

圖19為不同碟形彈簧、前后軸承的軸向等效阻尼c1下，風機安裝梁的位移振幅v和定、轉子間的相對位移振幅du的頻響曲線。由圖可知，c1對梁的位移振幅和定、轉子間的位移振幅存在較大的影響，當c1較小時(01 000)，c1對定、轉子間的固結和黏著效應變得非常明顯，此時增大c1，系統全頻段的位移頻響曲線皆迅速減小。

圖19 c1對外轉子風機雙質量振子系統振動特性的影響

圖20為不同定子支撐結構阻尼c2下，風機安裝梁的位移振幅v和定、轉子間的相對位移振幅du的頻響曲線。由圖可知，與c1相似，c2對系統位移頻響曲線的共振峰抑制效為明顯，c2越大，c1和du的位移頻響共振峰峰值越小；但c2的增大會減小du反共振勢阱深深度，對定、轉子間的相對振動的減振設計不利，因此在進行設計時要根據激勵和系統的振動響應特性進行權衡。

圖20 c2對外轉子風機雙質量振子系統振動特性的影響

圖21為不同安裝梁彈性下，風機安裝梁本身的位移振幅v和定、轉子間的相對位移振幅du的頻響曲線。由圖21(a)可知，總體而言，在梁的一階模態亞共振區，梁彈性越大，其位移頻響幅值越大；在梁一階模態與定、轉子同向振動模態頻率區間，梁彈性越大，其位移頻響幅值越小；在定、轉子同向振動模態與定、轉子反向振動頻率區間，梁彈性越大，其位移頻響幅值越大。由圖21(b)可知，梁彈性對du反共振勢阱的頻段區間的影響較大，總體而言，梁彈性越大，反共振勢阱的頻率區間越往高頻移動，在進行結構設計時，可通過合理設計安裝梁的彈性，使風機的主要階次電磁力波落在反共振勢阱中。

圖21 支座彈性對外轉子風機雙質量振子系統振動特性的影響

6 結 論

本文針對國內第一條低速磁浮輔助變流器外轉子風機短期故障失效問題，進行了一系列現場及實驗室測試，同時建立了風機動力學模型，并以提高該類風機運行可靠性為目的進行了相關參數分析。完成和得到了以下工作及結論：

(1)結合風機路譜測試、裝車垂向錘擊試驗、實驗室風機變頻運行測試及垂向錘擊試驗，確定了風機故障的主要原因是風機第4階電磁力波及電流諧波電磁激勵激發其轉子軸向振動模態，造成轉子軸向振動過大，進而導致轉子軸與軸承內圈、碟形彈簧間、碟形彈簧與軸承端面間、碟形彈簧與卡環間的圓周方向滑移磨損。

(2)提出了一套針對外轉子風機的故障復現方法，并基于該方法成功復現了該外轉子風機同類快速磨損故障，驗證了對其失效機理的分析，完善了對同類外轉子風機同類早期故障的相關經驗認識。

(3)提出了一種用于計算和預測外轉子風機在安裝條件下軸向振動特性的雙質量振子系統模型，并推導了模型的解析解。

(4)通過對風機動力學模型的參數分析可知，在進行整個系統結構設計時，可通過優化風機與安裝結構間的連接剛度和安裝結構本身剛度，使風機主要激振力波落在定、轉子間的相對位移振幅的反共振勢阱，同時取適當的風機與安裝結構間及其自身定、轉子間的阻尼和剛度，可有效減小定轉子間的相對振動及風機傳遞給安裝基礎的激勵，提高風機運行可靠性和車輛的乘坐舒適性。