磁浮車輛輔助變流器的風機軸承振動失效分析

丁 杰，尹 亮，楊小高

（湖南文理學院 機械工程學院，湖南 常德 415000）

磁浮列車作為一種新型軌道交通工具，利用同性相斥、異性相吸的原理，使車體完全脫離軌道而懸空行駛，具有乘坐舒適、安全性高、占地少、選線靈活等優點，具有良好的發展前景[1–3]。為了有效降低能耗，磁浮列車的車體和安裝設備采用結構輕量化設計，盡可能選用效率高、結構緊湊和重量輕的零部件，并須確保車底設備的質量均勻分配。

外轉子風機具有效率高、結構緊湊、重量輕和噪聲低等優點，作為散熱風機已較為廣泛地應用在軌道交通裝備領域。然而由于外轉子風機的轉子與定子之間采用間隙配合方式，振動激勵下容易出現軸承故障，嚴重影響產品的可靠性。根據故障的形成機理，外轉子風機的軸承故障可分為電腐蝕故障和機械激勵故障，前者因軸承軸電流導致軸承局部熔融，可以借鑒仿真分析方法和已有的工程經驗進行改進[4–6]，后者因風機本身或外部環境的振動載荷導致軸承磨損。由于風機結構、安裝環境和載荷條件的復雜性，風機軸承故障的分析與解決值得引起人們的關注。

由于外轉子風機特殊的定轉子配合方式，相關研究較少。風機軸承故障分析中，主要針對故障信號的非平穩、非線性等特點，應用不同的方法進行故障信號的特征提取。潘作為等[7]針對包絡分析中的濾波頻帶參數對軸承故障診斷分析結果影響大的問題，提出復數小波分解與快速包絡相結合的分析方法。齊詠生等[8]考慮到風機軸承振動信號的非線性和非穩定性，提出聚合經驗模態分解和能量算子解調的算法，為風機軸承故障的監測診斷提供支持。張俊等[9]針對風機滾動軸承的微弱故障信號易被強背景噪聲掩蓋的特點，提出結合變分模態分解和最大相關翹度解卷積的故障診斷方法。為了探究外轉子風機的故障機理，需要掌握風機在運行狀態下的激勵和振動特性。劉鋒等[10]根據轉子系統的剛度特性，分析了復雜工況導致轉子系統徑向擾動時的振動特性。謝穎等[11]基于有限元法計算電機瞬態電磁場，計算電磁力波并分析其時域和頻域特性，還開展了端環斷裂這一類異常情況對電機電磁性能與電磁振動的影響研究[12]。王曉遠等[13]通過建立電機的電磁、結構和噪聲有限元模型，計算并得到永磁同步電機的電磁激振力與振動噪聲特性。

本文以某磁浮列車輔助變流器的外轉子風機為研究對象，針對風機軸承故障問題進行風機裝車線路運行和試驗臺架安裝運行的振動測試和頻響測試，揭示風機軸承快速失效的原因，并提出實驗室復現故障以及整改的方案，為解決外轉子風機彈性安裝的這一類雙質量振子系統振動故障問題提供指導。

1 風機裝車線路運行的測試及分析

1.1 風機故障及測試方案

某磁浮列車采用3節編組，兩端為MC1車，中間為M車，每車下方均安裝了一臺輔助變流器。輔助變流器底部安裝了4 臺用于冷卻的外轉子風機，依次編號為風機1至風機4，如圖1所示。磁浮列車上線運行幾個月后發現輔助變流器的風機出現較大規模的軸承快速失效問題，故障主要表現為風機轉子軸與軸承內圈、軸承碟形彈簧、軸承端面的快速磨損，其使用壽命遠低于本身的設計壽命，嚴重影響到輔助變流器的可靠運行和磁浮列車的行車安全。

圖1 輔助變流器的結構示意圖

為了分析風機軸承短期內快速失效的原因，采用B&K 3053B 振動噪聲測試系統開展了實際線路運行的振動測試。根據風機在輔助變流器中的位置及結構特點，在頭車（MC1車）和中間車（M車）的輔助變流器風機軸承底座中部均布置了B&K 4535B三向加速度傳感器。由于風機轉速在車輛運行時是相對穩定的，測試最大頻率取6.4 kHz，該頻率值可以滿足大多數工程應用的需要。測試工況分為起浮、線路運行和停車運行3種。

1.2 振動特性分析

圖2為起浮過程的垂向加速度曲線和M車風機4的振動加速度頻率-時間-幅值色譜圖，其余工況的結果未列出。通過三種測試工況的振動加速度時間歷程曲線對比，可知：

圖2 起浮工況的垂向加速度曲線和色譜圖

(1)M車的振動加速度有效值大于MC1車；

(2)3個方向的振動中，垂向的振動最大；

(3)3 種工況下，風機的振動加速度不存在明顯的幅值及頻率的改變，風機運行平穩，沒有因線路工況突變產生的振動突變或放大現象，振動加速度有效值基本相等，線路激勵對風機振動的影響非常有限；

(4)M車中，振動有效值從大到小的順序為風機4、風機2、風機3和風機1，而MC1車中，振動有效值從大到小的順序為風機1、風機3、風機4和風機2。

為了分析各風機的振動特性及振動激勵的源頭，對風機的加速度頻譜曲線進行分析。圖3為M車風機2 和風機4 的振動加速度頻譜曲線。為便于觀察0～1 200 Hz 中低頻段的加速度頻譜曲線的特征，采用子圖方式且縱坐標軸取對數刻度。由圖3可知：

圖3 不同工況下M車風機2和風機4的加速度頻譜曲線

(1)輔助變流器風機振動主要為0～800 Hz的低頻振動及5 600 Hz～6 400 Hz 的高階電流諧波激勵所產生的振動；

(2)風機2至風機4在200 Hz左右存在較為密集且幅值較大的峰值；

(3)風機的振動在整個頻域內皆存在較為明顯對應于電流諧波激勵的頻率成分（50 Hz的倍頻），且高頻段尤為顯著；

(4)諸多存在明顯的對應于內圈、外圈、滾珠和保持架故障的振動信號中，以MC1 車風機2 和風機3的內圈故障特征最為明顯，對M車而言，則以風機2的滾珠故障特征最為明顯；

(5)各風機基頻及與其扇葉通過頻率對應的頻率成分振動量級相對較小。

1.3 頻響函數分析

在裝車的情況下，進行了風機的力錘敲擊試驗。圖4為M 車風機2 至風機4 的頻響函數曲線，可以看出：

(1)風機2的安裝頻率為228 Hz；

(2)風機3 的安裝頻率為184 Hz，在770 Hz 處也出現一個峰值；

(3)風機4 的安裝頻率為204 Hz，其與4 階電流諧波（200 Hz）及電磁力波（194 Hz）非常接近，有發生耦合共振的風險；

(4)風機2至風機4的頻響函數曲線表現出不同的峰值頻率，這與輔助變流器柜體的輕量化設計有關，由于柜體的板材較薄，整體的剛度較小，且不同部位的剛度有差異，例如風機2和風機4的一側靠近柜體側板，而風機3的兩側距柜體側板的距離較遠，風機3 安裝結構的剛度低于風機2 和風機4 的安裝結構剛度，導致風機3 的安裝頻率偏低，圖4中的峰值頻率將在后面進行分析討論。

圖4 M車風機2至風機4的頻響函數曲線

2 風機臺架安裝的測試及分析

2.1 振動頻譜特性分析

為了進一步驗證風機與前面分析出的4階電流諧波及電磁力波存在耦合共振的可能性，在實驗室中開展了臺架安裝條件下的振動測試。將風機固定于鋁合金支架上，軸承底座中部、支架中部、風機安裝座布置三向加速度傳感器，對風機進行通電變頻試驗，如圖5所示。為了準確獲得風機在不同轉速下的振動信息，設置最大測試頻率為25.6 kHz。為考慮彈片安裝方式的影響，測試方案分為原始彈片、拆除彈片和增加彈片3 種。在臺架上，還進行了頻響函數的測試，在已布置的加速度傳感器基礎上，風機軸端增加了一個加速度傳感器。

圖5 臺架安裝條件下的振動測試

圖6為外轉子風機系統在不同彈片安裝方案下的振動加速度有效值隨電機轉速變化曲線。由圖6可知，隨著風機轉速的增加，風機會出現數個共振轉速工況，此時風機振動將被放大，導致風機軸、軸承內圈、滾珠和外圈四個部位的碰磨劇增。在不同彈片安裝方案下，風機振動加速度有效值存在較大的差異。總體而言，剛度越小振動加速度就越小，其最大的差異性體現主要為隨著彈片數目的增加風機共振工況數、共振峰值和頻率皆隨之增加。可見對于特定轉速的風機，可通過優化彈片將風機的共振轉速移出該轉速范圍來抑制風機的振動。

圖6 不同彈片方案下風機振動加速度隨轉速工況的變化

2.2 振動階次分析

為進一步闡明電機共振轉速的激勵源和主要共振模態，對電機振動信號進行階次分析。圖7為原始方案風機振動加速度頻率-轉速-幅值色譜圖。

圖7 原始方案的風機振動加速度頻率-轉速-幅值色譜圖

圖8為4 階次的轉速-加速度曲線，其余方案的色譜圖和主要階次的轉速-加速度曲線未列出。

圖8 不同彈片方案下4階次振動加速度隨轉速工況的變化

圖9為臺架安裝情況下風機各測點垂向加速度頻響曲線。由這些圖可以看出：

圖9 臺架安裝情況下風機各測點垂向加速度頻響曲線

(1)3.0、4.0、4.39、5.0為風機振動的主要階次，分別對應于電機的3.0階電磁力波、4.0階電磁力波、軸承內圈故障激勵（機械加電磁）、5.0階電磁力波加風扇激勵（葉片通過激勵）；

(2)在風機模態頻率對應的轉速工況，風機存在明顯的共振現象，例如：風機3.0 階次電磁激振力波共振轉速工況為2 910 r/min（145 Hz）和3 325 r/min（166 Hz），風機4.0階次電磁激振力波共振轉速工況為2 475 r/min（166 Hz）和2 760 r/min（188 Hz），風機4.39 階對應內圈故障激勵的共振轉速工況為2 275

r/min（166 Hz）和2 500 r/min（188 Hz）；

(3)風機5.0 階電磁激振力波共振轉速工況為2 455 r/min（204 Hz）和2 750 r/min（228 Hz），風機垂向加速度頻響曲線不存在對應峰值的原因可能為錘擊時未激勵起該模態，結合風機在裝車線路運行時垂向加速度的5 階成分小于臺架試驗的情況，其原因可能與風機控制電流有較大關系；

(4)彈片安裝情況對風機各階次的振動存在較大的影響，尤其共振轉速工況的轉速和幅值的影響特別明顯，需重點關注。

3 風機故障的原因分析

通過前面分析得出風機在裝車條件下200 Hz附近存在風機本體與激勵的多重耦合共振，從而導致軸承快速磨損的結論。下面將從風機的動力學模型角度進行分析。

圖10 為外轉子風機的結構原理圖，基于此，可以建立外轉子風機垂向動力學模型，并將其進一步簡化為安裝于彈性基礎上的雙振子動力學模型，如圖11所示。圖11（b）中，m1為第一級振子，其質量為風機轉子質量，剛度k1主要由1 號軸承及波形彈片提供；m2為第二級振子，其質量為風機定子質量，剛度k2主要由風機支撐架提供。

圖10 外轉子風機結構原理圖

圖11 外轉子風機的雙質量振子系統

根據振動基本理論[14]可知，外轉子風機振子系統最為主要的模態為兩振子的同向共振模態及反向共振模態，其正好與風機臺架試驗頻響函數曲線中的166 Hz（相位相同）及188 Hz（相位相反）頻響峰值所對應的兩個模態，而在裝車情況下，風機振子系統則與184 Hz和204 Hz頻響峰值相應的模態（安裝條件有差異）對應。通過臺架試驗可以很明顯地發現風機的電機在166 Hz 和188 Hz 處存在強烈的電磁力波-電機振子系統的耦合共振，根據動力學類比關系、模態頻率耦合及大振動峰值存在的事實，可以基本確定裝車情況下，風機振子系統兩振子反向振動模態（204 Hz）在額定轉速工況（2 900 r/min）下，與風機4 階電磁力波激勵（194 Hz）、4 階電流諧波激勵（200 Hz）以及內圈故障激勵加對應的電磁力波激勵（214 Hz）之間存在多重耦合的共振行為，并且這種耦合共振行為會隨著時間的推移逐步惡化。

總體而言，磁浮輔助變流器風機振子系統的軸承故障衍化的歷程可描述為：

(1)風機轉子-定子反相振動模態耦合共振，導致轉子軸與內圈、波形彈片的碰磨；

(2)磨損程度加大，振動進一步放大，導致軸-內圈-波形彈片-滾珠-外圈碰磨；

(3)軸-內圈-波形彈片-滾珠-外圈碰磨進一步加劇軸承內部故障（滾珠和內圈故障的可能性極大，可由現場反饋的軸承內圈出現大量掉粉的情況佐證，見圖12）和異響產生。

圖12 外轉子風機的軸承掉粉

4 實驗室條件下的故障復現

根據軌道交通行業的強制性要求，軌道車輛的安裝部件必須經過GB/T 21563－2018《軌道交通機車車輛設備 沖擊和振動試驗》（等同采用IEC 61373）中規定的長壽命隨機振動試驗的驗證。外轉子風機在產品的型式試驗中表現正常，然而由于外轉子風機的振動特性與輔助變流器柜體風機安裝支座的彈性及模態特性有關，在實驗室條件下按照標準規定的長壽命隨機振動試驗，很難使外轉子風機在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。

為此，提出了結合磁浮列車線路運行的實測載荷譜與產品幾何結構的風機故障復現試驗方案。具體如下：首先通過列車線路運行的風機振動特性測試，獲得風機振動頻譜特性與振動響應量級，識別出風機振動過大或異常的情況；然后開展故障風機的頻響及模態特性測試，獲得風機在裝車情況下的軸向振動模態；再開展臺架安裝下的風機掃頻及模態特性測試，獲得風機的共振轉速、頻響函數和模態特性等，對比裝車條件下的測試結果，定位故障原因，并確定風機故障復現試驗的加載方式；最后參照IEC 61373標準規定的功率譜密度譜型，按照實測載荷譜歸納整理方法[15]確定振動試驗臺振動試驗的功率譜密度幅值，開展振動試驗并做好監測工作。

針對該風機的故障復現試驗，采用窄帶隨機譜，上下限頻率分別為192 Hz和176 Hz，垂向振動加速度為1 g。經過5 h 的試驗，成功復現風機軸承過度磨損的故障，風機軸承和碟形彈簧的故障表現形式與現場完全一致。

5 風機故障的整改方案

為了解決風機短期內快速出現故障的問題，需要避免系統的共振發生。一般而言，避免系統產生共振主要有調整激勵規避結構的共振模態及調整結構使其固有頻率與激勵頻率不產生耦合兩個途徑。對于該風機，在不改變原有風機結構設計及輔助變流器的情況下，可從以下方面開展整改工作：

(1)調整波形彈片的剛度。根據前面的分析可知，改變波形彈片剛度能有效地改變風機第一級振子系統的剛度k1，進而改變風機振子系統的固有頻率，從理論分析和測試效果來看，較小的波形彈片剛度更有利于抑制風機定子與轉子之間的相對振動。具體操作時，需要結合裝車情況下的變頻試驗來分析，調節剛度后的預緊力大小通過調節卡環高度來實現其預壓縮量，該方案的整體實現難度較小，可行性大；

(2)優化輔助變流器的電源，減小輸入給風機的200 Hz 電流諧波。從前面的分析可知，風機振子系統兩振子反向振動模態與200 Hz 電流諧波幾乎完全耦合，該方案能極大減小風機轉子軸與內圈之間的相對滑移；

(3)改變風機轉速。從前面的分析可知，風機振子系統的共振主要出現在與其固有模態耦合的轉速工況，而該型號輔助變流器的風機額定轉速工況（2 900 r/min）恰巧與振子系統的模態發生耦合，考慮到對散熱的要求，結合前面的分析結果適當提高風機轉速，從而避免風機產生耦合共振，該方案需要結合裝車情況下的變頻試驗來分析，且需要改變輔助變流器的電流頻率。

經過整改方案的綜合評估后，采用了優化輔助變流器的電源方案，增加濾波器，調整輔助變流器的控制參數，使得200 Hz 電流諧波減小，該風機的振動故障最終得以解決。

6 結語

(1)風機定子反相振動模態與風機4 階電磁力波、4階電流諧波及軸承內圈故障激勵相互耦合產生共振，是導致軸承快速磨損和故障的主要原因；

(2)適當減小波形彈片的剛度、優化輔助變流器電源的特定階次諧波電流和適當提高風機轉速，可以規避風機耦合共振的風險；

(3)進行系統結構設計時，需要考慮風機振動特性與安裝結構的特點，減小風機定轉子間的相對振動及風機傳遞給安裝基礎的激勵，從而延長產品的使用壽命。