某機車牽引變流器振動特性及減振研究

王永勝， 廖金軍， 丁 杰， 曾亞平， 臧曉斌， 夏 亮， 張 平

(1.中國鐵建重工集團股份有限公司，長沙 410100； 2.株洲中車時代電氣股份有限公司 技術中心，湖南 株洲 412001；3.湘潭大學 土木工程與力學學院，湖南 湘潭 411105)

牽引變流器是交流傳動機車電氣系統的重要組成部分，其性能的穩定性和可靠性直接關系到機車的正常運行和行車安全。隨著機車車輛的高速化、重載化，機車牽引變流器的運行環境振動問題越來越突顯，特別是我國地形復雜、氣候多樣及部分線路老化等均使得機車牽引變流器運行工況更加惡劣，現場故障問題頻發而受到越來越多的關注。文獻[1-3]從不同的角度對機車及設備振動問題進行了研究，另據文獻[4]指出，在引起電子設備失效的環境因素中，振動因素約占30%。因此，研究和改善牽引變流器的振動環境，對于提高機車運行可靠性和安全性具有重要的意義。文獻[5]從被動隔振的角度對高速客車車載電氣柜減振開展了一些研究工作，文獻[6]通過內部隔振優化對高速動車組牽引變流器振動控制進行了相關分析，但很少見到關于機車牽引變流器振動及減振方面的報道。

本文針對某型機車牽引變流器振動過大的問題，通過現場測試研究了從車輪到牽引變流器內部的振動傳遞特性，確定了變流器實際運行環境振動超標的原因和來源，并與IEC 61373標準[7]進行對比和驗證，成功復現了牽引變流器內部某電氣設備的振動故障；在此基礎上提出了針對該型牽引變流器安裝結構的減振優化方案，利用有限元等軟件對減振優化方案進行基于實測數據的仿真對比計算和沖擊工況校核，為改善機車牽引變流器實際振動環境、提高運行可靠性提供了重要的參考依據。

1 現場振動試驗分析

某型機車(A型)部分線路運行時振動較大，引發了多起牽引變流器內部電氣設備的故障，為此組織了添乘振動測試。圖1為該型機車的內部設備布局，牽引變流器長寬高尺寸約為2 400 mm×900 mm×1 850 mm，重約1 800 kg，固定安裝在機車機械間中部；控制箱、變流器模塊、接觸器等電氣設備通過螺栓固定在牽引變流器柜體內部各部位。通過在轉向架軸箱、車體、牽引變流器柜體及其內部電氣設備安裝接口處布置加速度傳感器，獲取實際運行振動數據，并與其他線路同類型機車以及同一線路故障率較低的B型機車數據進行對比，以了解該型機車及牽引變流器的振動特性。

圖1 機車內部設備布局Fig.1 Internal equipment layout of locomotive

1.1 實測結果分析

1.1.1 振動有效值對比

對不同線路A型機車及同一線路A型、B型兩種機車平穩運行時的振動數據進行計算，提取牽引變流器各測點0～3 200 Hz有效值進行對比，如圖2所示，可以看出：A型機車牽引變流器柜體及內部控制箱測點振動有效值大于同一線路運行的B型機車；而同為A型機車，線路1(西北某線路)運行測得的振動有效值大于線路2(華中某線路)。因此，機車牽引變流器的振動環境既取決于車輛本身，同時又與線路條件強相關。

圖2 振動有效值對比Fig.2 Comparison of vibration effective value

1.1.2 振動頻譜特征對比

針對A型機車牽引變流器振動過大問題，選取機車以70 km/h速度平穩運行時的振動數據進行頻域分析，以了解牽引變流器運行時的振動特性。圖3是牽引變流器柜體安裝底座與內部控制箱垂向振動頻譜對比，由該圖可知，A型機車牽引變流器400 Hz內低頻振動主要體現在79 Hz，88 Hz，100 Hz等幾個頻率附近，且內部控制箱與柜體振動頻譜相近，說明牽引變流器內部設備振動主要由車體傳遞到牽引變流器的振動引起。

圖3 A型機車牽引變流器柜體及控制箱垂向振動頻譜Fig.3 Vertical vibration spectrum of A locomotive traction converter cabinet and control box

1.2 原因分析

1.2.1 車輪失圓影響

為進一步解析A型機車振動來源，提取70 km/h速度平穩運行時車下軸箱的垂向振動頻譜與B型機車軸箱數據進行對比如圖4所示。圖4中A型車軸箱垂向振動頻譜與圖3車內牽引變流器振動頻譜類似，低頻振動也主要體現在79 Hz，88 Hz附近，而100 Hz振動不明顯；B車軸箱低頻振動則小了很多。因此，A型機車牽引變流器低頻振動過大主要來自于車輪。

圖4 A型、B型機車車軸軸箱垂向振動頻譜對比Fig.4 Vertical vibration spectrum comparison of axle box of A and B locomotive

從現場測試數據來看，100 Hz振動不隨轉速變化，且含有大量高頻諧波，考慮到牽引變流器底下安裝的是變壓器，基本確定100 Hz振動來自變壓器的電磁振動；79 Hz，88 Hz振動來自車輪，隨轉速發生變化，很可能是由車輪失圓形成多邊形而激發。根據文獻[8]數據，車輪失圓一般會形成17～20階多邊形，將相關參數代入式(1)，計算得到的頻率正好與實測頻率接近。因此，A型車由于車輪失圓產生的振動是引起牽引變流器振動過大的主要原因，另外，車上變壓器等設備也會對其振動產生一定的貢獻。

(1)

式中：f為振動頻率；N為多邊形階數；v為車速；D為車輪滾動圓直徑。

1.2.2 傳遞函數分析

車輪失圓等產生的輪軌振動通過轉向架向車體傳遞，轉向架上的一系、二系彈性懸掛系統能在較大程度上減小輪軌振動對車體的影響。為了解兩種車型彈性懸掛系統對輪軌振動的衰減效果，開展了實車靜態激振試驗，在車軸同一位置利用激振器輸入脈沖激勵，同時在車軸軸箱、轉向架二系懸掛上方車體處布置加速度傳感器采集振動數據，對懸掛系統上下振動加速度數據進行計算得到兩種車型懸掛系統的振動加速度傳遞函數，如圖5所示。由圖5可知，A型、B型車懸掛系統對車下振動具有明顯的隔離作用，但B型車懸掛系統的隔振效果要略優于A型車，這在一定程度上也放大了A型車車體的振動。

圖5 軸箱到車體振動加速度傳遞函數對比Fig.5 Comparison of vibration acceleration transfer function of axle box to car body

2 標準差異性分析及驗證

2.1 功能性隨機振動嚴酷等級對比

為更直觀地描述A型車牽引變流器的實際振動環境，將測試振動數據與IEC 61373標準進行對比。標準中的功能性隨機振動嚴酷等級是基于歐洲實測數據歸納得到的加速度均方根值。根據標準對設備等級和分析頻率帶寬的定義，提取A型機車牽引變流器內部設備5～150 Hz頻段振動有效值與IEC 61373標準的1類B級功能性隨時振動標準值進行對比，如表1所示，表中測試方向依據IEC 61373標準定義，縱向、橫向和垂向分別表示車體長度、寬度和高度方向。由表1可以看出，A型機車牽引變流器內部關鍵設備實際振動量級都存在超標現象，部分測點數據超過標準值5～6倍。因此，A型機車牽引變流器實際運行振動環境較惡劣，振動量級超過IEC 61373標準值，這可能是引起電氣設備故障頻發的主要原因之一。

表1 A型機車牽引變流器振動加速度有效值評估Tab.1 Evaluation of the vibration acceleration effective value of A locomotive traction converter m/s2

2.2 標準譜與實測譜對比

根據IEC 61373標準，機車產品需通過隨機振動試驗考核，并提供了標準加速度譜密度(Acceleration Spectral Density，ASD)。本節將利用實測加速度數據整理ASD譜，并與標準ASD譜進行對比。

2.2.1 實測ASD譜歸納理論

(2)

(3)

假設特征樣本相鄰譜線k和k+1的PSD屬于同一總體，則Fn(k,k+1)服從自由度為(m-1,m-1)的F分布，tn(k,k+1)服從自由度為2(m-1)的中心t分布。在給定的置信度(1-α)下，若式(4)成立，則假設成立，特征樣本相鄰譜線k和k+1的PSD屬于同一總體，否則不屬于同一總體。

(4)

式中：F(m-1,m-1);α/2為自由度為(m-1,m-1)的F分布α/2分位點；F(m-1,m-1);(1-α/2)為自由度為(m-1,m-1)的F分布(1-α/2)分位點；t2(m-1);(1-α/2)為自由度為2(m-1)的中心t分布(1-α/2)分位點。

進一步按式(6)計算置信度為(1-α)、分位點為β的平直頻段容差上限系數F

(6)

(7)

最后，在雙對數坐標下，用直線連接由式(7)得到的相鄰平直譜，得到置信度為(1-α)、分位點為β的振動環境條件下隨機振動實測ASD譜G(p)。

2.2.2 實測與標準ASD譜對比

根據IEC 61373標準，機車牽引變流器柜體和內部設備分別屬于1類A級、B級，需按照相應標準ASD譜進行隨機振動試驗。本節將利用前面理論對實測數據進行處理，完成實測ASD譜歸納并與標準譜進行對比，以進一步說明機車牽引變流器實際振動環境與標準的差異，其中信號通道數48，樣本容量取100，頻率分辯率為1 Hz。圖6分別是1類A級和B級橫向振動實測譜與標準譜對比，可以看出二者存在較大的差異，實測譜頻帶更寬、峰值較多，且部分頻段要明顯大于標準譜。

圖6 A型機車變流器實測譜與標準譜對比Fig.6 Comparison of measured spectrum and standard spectrum of A locomotive converter

2.3 基于實測譜振動試驗驗證

前文提到A型機車牽引變流器內部電氣設備現場故障頻發，其中某電氣設備M故障特征表現與振動相關。為進一步探尋其故障原因，開展基于IEC 61373標準譜的長壽命隨時振動試驗，但未能成功復現現場故障。為此，本文利用實測譜開展振動臺試驗驗證。為縮短試驗時間，依照IEC 61373標準中采取增強振幅法模擬長壽命隨機振動。加速比按式(8)計算

(8)

式中:Ts為實際運行時間；Tt為試驗時間；As為實際加速度；At為試驗加速度;m=4。按車輛使用壽命25年，1年300天，每天運行10小時，取25%正常壽命可知Ts=18 750 小時，令Ts為5小時，則加速比γ為7.83。利用經加速處理后的實測譜對電氣設備M開展長壽命隨機振動試驗，試驗結束后對設備拆解檢查發現接線端線束斷裂，特征表現與現場一致，成功復現現場接線故障。圖7分別是試驗現場圖和試驗結果圖。

圖7 電氣設備M振動試驗現場與結果圖Fig.7 Vibration test site and result diagram of electrical equipment M

3 基于實測數據的減振方案仿真計算

前面分析表明，由于A型機車車輪失圓及車體傳遞特性影響，牽引變流器振動環境較惡劣，特別是部分電氣設備振動量級大于IEC 61373標準，是電氣故障率較高的主要原因之一。因此，有必要采用減振措施，而采用橡膠類減振器隔離車體振動的傳入是經濟有效的方法[10]。按照GB/T 50463《隔振設計規范》的要求，并根據牽引變流器環境振動特征和現場實際條件，確定減振器剛度、位置和數量等，最終形成機車牽引變流器減隔振方案。本節將通過仿真計算對牽引變流器減隔振方案進行校核。

3.1 仿真計算模型和輸入

3.1.1 仿真計算模型

為更真實反映牽引變流器安裝部位的剛度，建立車體局部有限元模型作為假體用于振動的輸入；對牽引變流器及內部設備整體建模(忽略細小零件和線纜)并嚴格控制單元質量，網格尺寸為10 mm。對牽引變流器有限元模型、車體模型進行裝配，其中二者原有的裝配關系采用剛性單元近似模擬，減振方案彈性連接方式采用彈簧阻尼單元進行近似模擬。牽引變流器有限元模型、裝配后的牽引變流器與車體模型，如圖8所示，選取牽引變流器柜體底部左前角N1與右后角N2兩點作為實測振動數據的響應點，選取P點作為載荷輸入點。

圖8 仿真計算模型Fig.8 Simulation model

3.1.2 載荷識別

當系統中有多個輸入時，第j個自由度的總響應是每個激勵引起的響應的和，即

(9)

對于m個輸入，n個自由度的響應，可以寫成

(10)

式中：[H]是由m×n個Hij構成的矩陣。反之，如果知道系統的多個自由度的響應和對應的傳遞函數，可以推算出輸入載荷{Fi}

(11)

對牽引變流器柜體和車體的仿真模型分別進行模態和傳遞函數計算，然后將兩個仿真模型與傳遞函數進行裝配計算，最后通過載荷識別技術得到仿真模型三個方向上的輸入載荷力F的頻譜，如圖9所示。由圖9可以看出，外界輸入牽引變流器在0～150 Hz的力主要集中在0～30 Hz，50～60 Hz，80～100 Hz，其中0～30 Hz，橫向力最大，在80～100 Hz垂向力最大。

圖9 載荷識別得到的載荷譜Fig.9 Load spectrum obtained by load identification

3.2 振動響應對比及減振效果計算

3.2.1 振動響應對比

將載荷譜輸入到牽引變流器與車體裝配模型進行振動響應計算，得到響應點N1,N2的振動響應數據，并與實測數據進行對比，驗證減振方案仿真計算模型和載荷輸入的準確性。

圖10是牽引變流器響應點N1兩個方向的仿真計算響應與實測振動響應頻譜對比(N2點結果類似)，可以看出：通過載荷識別獲得的輸入載荷譜對牽引變流器與車體裝配模型進行仿真計算得到的變流器底部振動響應與實測結果趨勢一致，只是峰值大小存在一定差異；利用本文仿真模型及載荷條件能近似模擬牽引變流器的實際振動環境。

圖10 N1點試驗與仿真得到的振動響應對比Fig.10 Comparison of vibration response obtained by test and simulation in point N1

3.2.2 減振效果計算

通過引入減振器動剛度等定義牽引變流器與車體間裝配關系對減振方案進行仿真模擬，利用載荷識別得到的載荷譜作為輸入對減振方案進行計算，并與未減振的原方案仿真計算結果進行對比計算，驗證減振方案效果。

圖11是通過仿真計算得到的電氣設備M安裝接口處減振前后兩個方向加速度響應頻譜對比。由圖可看出：減振方案對0～30 Hz低頻區域(固有頻率附近)的減振效果不明顯；但對40 Hz以上的振動具有明顯的衰減作用。前面測試章節已表明，牽引變流器運行中由于受到來自輪軌多邊形化的影響，其振動主要集中在50 Hz以上。因此，本文提出的減振方案對于改善牽引變流器柜體實際振動環境具有明顯的效果。

圖11 電氣設備M安裝接口處減振前后加速度響應譜對比Fig.11 Comparison of acceleration response spectrum before and after vibration damping at installation interface of electrical equipment M

3.3 沖擊工況校核

考慮到牽引變流器重心較高，而減振支座主要安裝在柜體底部，需驗證減振方案的穩定性。根據IEC 61373標準，牽引變流器需通過沖擊試驗考核。由于現場實測得到的沖擊小于IEC 61373標準，本節將采用標準沖擊譜對牽引變流器減振方案進行沖擊響應計算，以驗證減振方案在沖擊載荷作用下的穩定性和減振效果。

3.3.1 沖擊響應穩定性計算

利用大質量法[12]對牽引變流器減振方案進行沖擊響應計算，并與未減振方案在相同沖擊載荷下的計算結果進行對比，了解減振方案在沖擊力作用下的穩定性。圖12是柜體頂部橫向、縱向位移響應結果對比，由該圖可知，牽引變流器采用減振后柜體頂部縱向最大振幅由5.4 mm增大到7 mm,而橫向沖擊工況由于阻尼的影響振幅反而減小。因此，牽引變流器采用減振方案并未明顯降低沖擊工況下的穩定性能。

圖12 沖擊工況下柜體頂部橫向、縱向位移響應曲線對比Fig.12 Comparison of displacement response curves at the top of the cabinet in the lateral and longitudinal

3.3.2 沖擊工況應力計算對比

對減振前后牽引變流器模型進行沖擊工況下的應力計算，提取內部電氣設備M最大節點應力結果進行對比,如圖13所示。采用減振方案時，牽引變流器各部件關鍵部位兩個方向沖擊工況下的應力比剛性連接時明顯降低，采用減振方案有助于提高牽引變流器及部件抗沖擊能力，大幅改善其應力環境。

圖13 沖擊工況應力時程曲線對比Fig.13 Comparison of stress time history curves in impact conditions

4 結 論

本文通過現場振動測試了解了某型機車牽引變流器實際振動環境，確定了振動來源及振動過大的原因，并與IEC 61373標準進行了對比和驗證，成功復現現場電氣設備故障；在此基礎上提出了針對性的減振方案，利用有限元等對減振方案進行基于實測數據的仿真對比計算分析，得到以下結論：

(1) A型機車牽引變流器實際運行振動環境過大，超過了IEC 61373標準，是引起牽引變流器內部電氣設備故障的原因之一。

(2)牽引變流器振動主要來自于機車輪對，車輪失圓是引起機車及變流器振動過大的主要原因。

(3)基于實測數據的仿真計算表明，牽引變流器的減振方案具有較好的減振效果，能夠提高牽引變流器抗沖擊能力，大幅改善其應力環境。

(4)隨著機車高速化、重載化發展，有必要對牽引變流器等關鍵電氣設備采用合適的減振措施，提高機車運行可靠性。