HXD1型電力機車牽引變流器風機振動測試分析*

丁 杰

（1.湖南文理學院機械工程學院，湖南常德 415000；2.湖南文理學院國際學院，湖南常德 415000）

0 引言

大功率交流傳動電力機車是實現重載貨運的關鍵。由于地形復雜、氣候多樣、部分線路老化等影響，長期在惡劣環境下運行的電力機車產生的振動問題，嚴重影響到電力機車的安全可靠運行，引起了人們的關注[1-2]。

David T[3]系統性分析了鐵路振動噪聲的產生機理與仿真建模。TAO G 等[4]針對鐵路車輛車輪多邊形問題開展了文獻綜述。楊云帆等[5]針對某型號電力機車車輪非圓化磨耗進行測試，分析得出車輪高階非圓化磨耗是輪對異常振動報警的主要原因。陶功權等[6]總結了國內外鐵道車輛運營中出現的車輪非圓化磨耗現象、形成機理及控制措施。王自超等[6]通過動力學仿真分析齒輪嚙合剛度與軌道不平順激勵作用下的機車動力學響應特性。雷成等[7]針對機車車體低頻橫向晃動問題進行了動力學分析。楊柳等[8]利用有限元方法分析機車傳動系統振動的影響因素。張衛華等[10]分析了鐵路機車車輛的狀態評估與分類標準。丁杰等[11]通過測試電力機車在實際線路運行的振動數據，與IEC 61373 標準進行對比分析得出我國實測振動數據的振動量級和標準偏差較大。王永勝等[12]通過添乘測試獲得某機車牽引變流器的振動特性，結合有限元分析提出針對性的減振方案。路景陽[13]針對HXD1 型機車主變流器模塊驅動板接線故障頻繁發生的問題，開展振動測試與分析，提出了鏇輪消除車輪多邊形和加固驅動板接線插頭等措施。

本文針對HXD1 型電力牽引變流器的斬波器風機振動過大、異音和軸承掉粉等問題，開展線路運行條件下的振動測試，從時域和頻域等角度分析風機振動特性，為解決風機應用問題提供指導。

1 振動測點布置及測試工況

根據現場反饋的信息可知，在新豐鎮運行的HXD1 1060 號電力機車牽引變流器內部的斬波器風機出現振動過大、異音和軸承掉粉等問題，為此開展了電力機車線路運行的振動測試。

圖1 所示為牽引變流器的幾何結構及振動測點位置說明。牽引變流器位于電力機車的中間部位，柜體底部通過T 型螺桿與車體地板梁固定。牽引變流器主要由柜體、功率模塊、傳動控制箱、斬波器、換熱器、接觸器和風機等組成，斬波器和換熱器的風機結構形式相同。采用B&K 公司振動噪聲數據采集系統進行測試，振動分析頻率為3 200 Hz。三向加速度傳感器分別布置在靠近司機室的斬波器風機軸承端（1#測點）和安裝座（3#測點）、遠離司機室的斬波器風機軸承端（2#測點）和安裝座（4#測點）、換熱器風機軸承端（5#測點）和安裝座（6#測點）、傳動控制箱（7#測點）和牽引變流器柜腳（8#測點）。三向加速度傳感器的縱向、橫向和垂向分別對應為車體的長度、寬度和高度方向。

圖1 牽引變流器的幾何結構及振動測點位置

電力機車掛接空車廂從新豐鎮出發，經延安、榆林開往榆林北（稱為空載工況），并在榆林北完成4 000 t貨物裝車，之后負重返程（稱為負載工況），對全程進行振動測試。

2 振動時域分析

2.1 各測點有效值對比分析

圖2 所示為各測點在不同線路和測試工況下0～3 200 Hz 頻率范圍的振動有效值對比。可以看出：（1）空載工況的兩段路程中，延安至榆林路段的振動值明顯大于新豐鎮至延安路段，負載工況的兩段路程中，榆林至延安路段的振動值略大于榆林北至榆林路段，可以發現榆林至延安路段路況最差，這是由于該路段坡度大、彎道半徑小等原因造成的；（2）從延安至榆林路段往返的振動有效值對比可以發現，空載時的振動明顯大于負載工況；（3）與其他測點相比，風機軸承端的振動明顯，需要從頻域角度開展深入分析。

圖2 各測點在不同線路和測試工況的振動有效值對比

2.2 振動標準評估

GB/T 21563-2018《軌道交通機車車輛設備沖擊和振動試驗》是在等同采用IEC 61373:1999 基礎上，增加了IEC 61373:2010 的加速比計算方法，是鐵路車輛設備振動沖擊試驗現行有效的國家標準。該標準根據設備在車上的安裝位置進行試驗等級的分類，包括1 類車體安裝、2 類轉向架安裝和3 類車軸安裝，其中1 類又分為A級（車體直接安裝的柜體、組件、設備和部件）和B 級（車體直接安裝的柜體內部的組件、設備和部件）。1類A級和B 級功能性振動試驗的加速度譜密度（Acceleration Spectral Density，ASD）如圖3 所示，上下限頻率根據設備質量M來確定，M≤500 kg 時，f1=5 Hz，f2=150 Hz；500 kg＜M≤1 250 kg時，f1=5 Hz，f2=150 Hz；M＞500 kg時，f1=2 Hz，f2=60 Hz。牽引變流器、風機和傳動控制箱的質量分別為2 945 kg、17 kg 和20 kg。由此可確定，測點1#～7#為1 類B 級，頻率范圍為5～150 Hz；測點8#為1 類A級，頻率范圍為2～60 Hz。標準根據問卷調查確定1 類A級垂向、橫向和縱向的加速度有效值分別為0.75 m/s2、0.37 m/s2和0.50 m/s2，1 類B 級垂向、橫向和縱向的加速度有效值分別為1.01 m/s2、0.45 m/s2和0.70 m/s2。

圖3 標準規定的加速度功率譜密度

為了評估該電力機車牽引變流器及內部設備是否滿足標準要求，以各測點振動相對惡劣的延安至榆林的空載工況數據為分析對象，根據標準推薦的分析頻率范圍（5～150 Hz 和2～60 Hz）列出振動有效值，如圖4 所示。由圖4 與圖2（b）對比可知：（1）在標準推薦的頻率范圍內，各測點振動值均小于標準限值，說明在這段路程中行車的振動情況較好，滿足標準要求；（2）各測點在0～3 200 Hz 頻率范圍內多個方向的振動有效值超出標準的限值，這說明高頻成分的振動分量明顯，對振動有效值的貢獻較大；（3）除傳動控制箱處的測點外，其他測點的橫向分量均超出標準限值，該現象值得關注。

圖4 各測點在不同頻率范圍的振動有效值對比

GB/T 21563-2018 要求鐵路車輛設備能承受一定的脈沖激勵，規定1類A級和B級設備的垂向、橫向和縱向脈沖激勵加速度峰值分別為30 m/s2、30 m/s2和50 m/s2，持續時間均為30 ms。現場振動測試發現牽引變流器柜體及內部設備存在多次沖擊激勵，既有來自于車體的，也有來自于牽引變流器柜體內部（主要是接觸器開關動作引起）的激勵，且持續時間一般都大于30 ms，峰值大小不一。圖5 所示為提取的加速度沖擊峰值與標準值的對比。可以看出2#測點垂向及縱向、5#測點垂向和6#測點縱向的沖擊峰值超出標準值。通過查看沖擊現象的時域波形可知，這些超出標準值的沖擊峰值時刻與接觸器觸頭分開與吸附狀態對應，說明由接觸器工作引起的沖擊對牽引變流器柜體內部設備影響很大，因此，建議在規劃牽引變流器內部設備布局時，應將對沖擊振動敏感的設備盡量遠離接觸器。

圖5 各測點的沖擊峰值對比

3 振動頻域分析

3.1 全頻段頻譜分析

重點針對振動最大的榆林-延安路段數據進行全頻段的頻譜分析，各測點在不同方向的振動頻譜對比如圖6 所示。可以發現：（1）整個頻譜圖可以分為3 個部分：成分復雜的低頻段振動分量、1 320 Hz 附近的高頻振動分量（斬波器風機與換熱器風機的軸端）以及散布在整個頻譜圖內的電磁振動分量（50 Hz 及其倍頻），其中，低頻振動來自于車體，如車內風機、冷卻系統以及輪軌振動等；1 320 Hz 附近的高頻振動分量的產生原因需根據風機電機的結構和輸入的電流諧波進行分析[14]；電磁振動主要由牽引變流器內部電氣設備產生的電磁力所引起；（2）垂向分量的振動加速度量級居中，在0～0.4 m/s2范圍內，1#、2#和5#測點在1 320 Hz附近的高頻振動分量為頻譜的主頻，遠大于低頻振動分量；（3）橫向分量的振動加速度量級最大，在0～0.6 m/s2范圍內，低頻振動是該頻譜的主要特征頻率，其中，2#測點的低頻振動尤其明顯；（4）縱向分量的振動加速度量級最小，在0～0.09 m/s2范圍內，1#測點低頻振動與1 320 Hz附近的高頻振動分量幅值相當，是振動頻譜的主要特征頻率。

圖6 榆林-延安的負載工況振動頻譜對比

3.2 中低頻段頻譜分析

根據振動理論，振動從車體傳入牽引變流器柜體的中低頻振動不易衰減，且對設備破壞性更大，人體感知更明顯，因此，對振動的中低頻段（0～500 Hz）頻譜進行詳細分析。

圖7 所示為兩個斬波器風機軸承端測點的中低頻段頻譜。可以看出兩個風機都是橫向分量最大，其中，1#測點除了電磁力波激勵（100 Hz、150 Hz、200 Hz）外，其頻譜的主頻是141 Hz，經后續風機拆解后確認該頻率對應的是軸承外圈故障頻率，54.5 Hz 對應風機的轉頻。而2#測點的低頻振動量級明顯更大，且除了電磁力波分量（100 Hz、150 Hz、200 Hz）與外圈故障分量（141 Hz）外，轉頻的倍頻分量（109 Hz、164 Hz、219 Hz、272.5 Hz等）也極為明顯，尤其是在轉頻的4 倍頻219 Hz 處，振動加速度達到了0.63 m/s2。

圖7 兩個斬波風機軸端的低頻振動分析對比

圖8 所示為兩個斬波風機安裝座測點的低頻段頻譜。可以發現兩個風機在安裝座處均出現了外圈故障頻率（141 Hz）的分量，可以確定存在軸承外圈故障。此外，4#測點對應的風機安裝座處同樣出現了明顯的轉頻倍頻分量（109 Hz、164 Hz、219 Hz、272.5 Hz 等），可以確定4#測點對應的風機存在一定程度的機械不平衡。

圖8 兩個斬波風機安裝座的低頻振動分析對比

4 風機故障原因分析

為了進一步分析風機故障產生原因，從風機在牽引變流器柜體中的安裝結構特征進行分析[15]。牽引變流器柜體主要由鈑金件制作成框架承載式結構，對于框架和壁板可以抽取中面后劃分為以四邊形為主、極少數為三角形的殼單元，網格尺寸為5 mm，對于質量較大的安裝設備可以劃分為以六面體為主、極少數為五面體的體單元，質量較小的安裝設備簡化為質量單元，焊縫和螺栓采用剛性單元進行模擬。對牽引變流器柜體底部的安裝孔設置約束，通過模態分析可以得到不同階次固有頻率的模態振型，如圖9所示。由于壁板的面積大、厚度小，剛度低，且牽引變流器柜體僅底部固定，模態頻率在低頻段非常密集，大部分階次的模態振型出現在壁板上。第33階（39.4 Hz）的模態振型體現在斬波風機上，第38階（41.4 Hz）的模態振型體現在換熱器風機、功率模塊和接觸器等部位，第42階（43.7 Hz）的模態振型體現在換熱器風機上。由于斬波器風機的安裝支架剛度偏低，導致斬波器風機的固有頻率較結構形式相同的換熱器風機略低。

圖9 牽引變流器的模態分析

從前面的線路振動測試數據分析可知，現場應用環境遠比振動試驗條件復雜惡劣，盡管在GB/T 21563-2018 規定頻率范圍內的振動有效值低于標準值，由于圖3 所示的ASD 譜中，5～20 Hz頻率范圍為平直段，5 Hz 以下頻率范圍為上升段，20 Hz以上頻率范圍為下降段，標準并未考慮中高頻振動的影響。而且接觸器開關動作頻繁，沖擊次數遠高于標準規定的垂向、橫向和縱向正反方向各3 次。這可以解釋牽引變流器在批量應用前通過了振動沖擊試驗的型式驗證，但因安裝部件固有頻率特征和振動環境的差異性，在現場應用一段時間后，不同安裝部位的斬波器風機和換熱器風機出現不同程度的振動失效問題，后續可從風機安裝的減隔振入手予以解決。

5 結束語

（1）牽引變流器振動環境復雜，振動能量主要來自高頻的電磁振動、輪軌傳入的低頻振動、機械間內風機和水冷等設備振動、牽引變流器內部設備的振動等。

（2）與GB/T 21563-2018 相比，標準推薦頻率范圍內的振動測試有效值低于標準值，考慮中高頻振動分量時，大多數測點的橫向振動測試有效值均超過標準值。

（3）接觸器觸頭分開與吸附引起的沖擊對附近設備及車體振動峰值影響很大，導致沖擊峰值高于標準值，在設計牽引變流器內部設備布置時應將對沖擊振動敏感的設備盡量遠離接觸器。

（4）風機振動的中低頻段存在大量復雜的頻率分量，其中141 Hz 作為頻譜的主頻，對應軸承外圈故障頻率，明顯的轉頻倍頻分量與機械不平衡有關。后續可從風機安裝的減隔振入手來解決風機振動失效問題。