外轉(zhuǎn)子風(fēng)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(zhuǎn)子風(fēng)機因為具備效率高、噪聲低、質(zhì)量輕、結(jié)構(gòu)緊湊等諸多優(yōu)點，作為散熱風(fēng)機在軌道交通裝備領(lǐng)域存在非常廣泛的應(yīng)用[1-2]。然由于其轉(zhuǎn)子與定子之間采用間隙配合的方式，由振動激勵導(dǎo)致的風(fēng)機軸承故障問題，一直以來都是軌道交通裝備領(lǐng)域的一個痛點問題，嚴重影響產(chǎn)品的安全性和可靠性。按故障形成機理進行分類，外轉(zhuǎn)子風(fēng)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(huán)境的振動載荷所導(dǎo)致的軸承磨損和破壞，后者則是由于軸承軸電流導(dǎo)致的軸承內(nèi)部表面的局部熔融產(chǎn)生的損傷。對于電腐蝕故障，由于外轉(zhuǎn)子風(fēng)機電路系統(tǒng)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(jīng)驗[3-6]。然而對于外轉(zhuǎn)子風(fēng)機的機械類故障，由于本身結(jié)構(gòu)、安裝環(huán)境和載荷條件的復(fù)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(guān)的文獻和報道非常少。對外轉(zhuǎn)子風(fēng)機機械故障機理的探究首先需掌握風(fēng)機在運行狀態(tài)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(dǎo)，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(chǔ)。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(shè)給出了外轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子偏心情況下不平衡磁拉力的產(chǎn)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)子散熱風(fēng)機的軸向振動進行了系統(tǒng)的研究，指出影響風(fēng)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(fēng)機的減振結(jié)構(gòu)進行了優(yōu)化。以上研究對電機電磁激振力波和結(jié)構(gòu)振動的計算和控制具有重大的理論價值和工程指導(dǎo)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(zhuǎn)子風(fēng)機而言，由于其特殊定轉(zhuǎn)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(tǒng)的研究。

針對上述問題，論文以某磁懸浮輔助變流器外轉(zhuǎn)子冷卻風(fēng)機為研究對象，建立外轉(zhuǎn)子風(fēng)機軸向振動的雙質(zhì)量振子系統(tǒng)動力學(xué)模型，推導(dǎo)了系統(tǒng)位移頻響函數(shù)的解析式，結(jié)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(zhuǎn)子風(fēng)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(shè)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(fù)現(xiàn)故障的情況下，提出了一套基于現(xiàn)場實測數(shù)據(jù)、裝車頻響數(shù)據(jù)和臺架頻響數(shù)據(jù)的窄帶隨機載荷譜制定及故障復(fù)現(xiàn)方法，并成功復(fù)現(xiàn)風(fēng)機軸承快速磨損的故障。最后采用上述動力學(xué)解析模型，研究了系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)對其軸向振動特性的影響規(guī)律，給出了減小風(fēng)機軸向振動和傳遞給安裝基礎(chǔ)振動的參數(shù)優(yōu)化建議。研究工作對類似于外轉(zhuǎn)子風(fēng)機這類彈性安裝的雙質(zhì)量振子系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設(shè)計、電機軸向振動的抑制、軸承故障的定位和復(fù)現(xiàn)有重要的理論價值和工程指導(dǎo)意義。

1 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機軸向振動動力學(xué)解析模型

研究對象所在的磁浮快線為國內(nèi)第一條中低速磁浮快線，在運行不到幾個月的時間內(nèi)發(fā)現(xiàn)了較大規(guī)模的快速失效問題。該磁浮輔助變流器外轉(zhuǎn)子風(fēng)機實物圖及現(xiàn)場故障照片如圖1所示。由圖1可看出，該風(fēng)機出現(xiàn)了明顯的掉粉現(xiàn)象，同時其碟形彈簧內(nèi)圈邊緣有顯著磨痕，該類故障主要為風(fēng)機轉(zhuǎn)子軸與軸承內(nèi)圈、支撐蝶形彈簧、彈簧卡環(huán)的快速磨損，導(dǎo)致軸承快速失效、使用壽命遠遠低于本身的設(shè)計壽命，嚴重影響輔助變流器系統(tǒng)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(zhuǎn)子風(fēng)機實物圖及現(xiàn)場故障照片

根據(jù)外轉(zhuǎn)子風(fēng)機的上述故障表現(xiàn)及磨損部件之間的相互配合關(guān)系，可以確認各部件間產(chǎn)生周向摩擦的主要原因是風(fēng)機轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子風(fēng)機在裝車情況下軸向振動特性及關(guān)鍵影響因素，根據(jù)其結(jié)構(gòu)特性(見圖2)建立了外轉(zhuǎn)子風(fēng)機的軸向振動雙質(zhì)量振子系統(tǒng)動力學(xué)模型如圖3所示。圖3中:m1和m2分別為轉(zhuǎn)子和定子的質(zhì)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(jié)構(gòu)的剛度和阻尼；u1和u2分別為轉(zhuǎn)子和定子的位移；v為定子支撐結(jié)構(gòu)與風(fēng)機安裝支座連接點處的位移；F為定轉(zhuǎn)子間電磁力波的等效軸向分量；EI和ρA分別為變流器風(fēng)機安裝支撐座的等效單位剛度和單位質(zhì)量；l1和l2分別為變流器風(fēng)機安裝支座的等效長度。

圖2 磁浮輔助變流器外轉(zhuǎn)子風(fēng)機結(jié)構(gòu)原理圖

圖3 磁浮輔助變流器外轉(zhuǎn)子風(fēng)機軸向動力學(xué)模型

如果作用于兩自由度子系統(tǒng)的外力為零，根據(jù)圖3和圖4，子系統(tǒng)彈簧的動態(tài)力為

圖4 雙質(zhì)量振子動力學(xué)模型力學(xué)等效原理圖

(1)

式中，F(xiàn)T為彈簧內(nèi)力。

根據(jù)牛頓第二定律，系統(tǒng)的動力學(xué)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(xué)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(shè)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(xù)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(zhuǎn)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(xié)調(diào)方程寫為

(13)

子梁兩端彈簧連接點處的協(xié)調(diào)方程可寫為

T1D1=T2D2-F

(14)

D1和D2關(guān)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(yīng)于梁左端和右端的彈性約束,可表述如下

式(16)可轉(zhuǎn)化為

(18)

式中：

聯(lián)立式(2)、式(3)和式(18)可得出子系統(tǒng)的控制方程為

DsU=Fs

(19)

式中：

聯(lián)立式(18)和式(19)有

(20)

根據(jù)式(20)，第一段梁的積分常數(shù)向量及子系統(tǒng)的位移響應(yīng)可表述為

(21)

則風(fēng)機安裝點彈性基礎(chǔ)的位于振幅可表述為

v=Ψ1(l1)C1

(22)

(23)

對于外轉(zhuǎn)子風(fēng)機，致使其內(nèi)部碟形彈簧等部件過度磨損的主要原因為風(fēng)機轉(zhuǎn)子軸的軸向振動，亦即風(fēng)機轉(zhuǎn)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(guān)鍵影響因素進行深入分析，其數(shù)學(xué)表達式如下

du=u1-u2

(24)

根據(jù)輔變外轉(zhuǎn)子風(fēng)機及其安裝支座的結(jié)構(gòu)參數(shù)特性及響應(yīng)的模態(tài)測試結(jié)果，設(shè)定外轉(zhuǎn)子風(fēng)機雙質(zhì)量振子系統(tǒng)的參數(shù)如表1所示。

表1 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機雙質(zhì)量振子系統(tǒng)參數(shù)

設(shè)定外轉(zhuǎn)子電機在軸向的等效電磁力波為1 000 N，對所建立的雙質(zhì)量振子系統(tǒng)進行仿真計算得到風(fēng)機定、轉(zhuǎn)子、變流器安裝支座及定轉(zhuǎn)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(tài)頻率、轉(zhuǎn)子和定子同向振動為主振型的模態(tài)頻率、定子和轉(zhuǎn)子反向振動為主振型的模態(tài)頻率和梁的二階彎曲頻率。不難發(fā)現(xiàn)，風(fēng)機轉(zhuǎn)子的位移頻響幅值整體而言高于風(fēng)機定子，兩者間相對位移振幅主要受轉(zhuǎn)子位移振幅的影響，且風(fēng)機定、轉(zhuǎn)子間相對位移振幅存在類似于定、轉(zhuǎn)子絕對位移頻響的反共振點，此時風(fēng)機定子與轉(zhuǎn)子幾乎不產(chǎn)生相對運動，轉(zhuǎn)子慣性力與風(fēng)機外轉(zhuǎn)子電機電磁力大小相等方向相反。

圖5 雙質(zhì)量振子系統(tǒng)位移頻響曲線

2 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機裝車運行振動特性分析

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

圖6 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機振動測試場景

圖7為外轉(zhuǎn)子風(fēng)機在磁浮線路運行工況下全線路的振動時域數(shù)據(jù)，其對應(yīng)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(jié)車廂第2和第4臺冷卻風(fēng)機。由圖8可知，整個線路的運行過程中，外轉(zhuǎn)子風(fēng)機振動加速度量級和頻譜特性皆較為平穩(wěn)，不存在明顯的改變，即不存在由于線路工況突變產(chǎn)生的振動劇烈放大進而導(dǎo)致風(fēng)機振動故障的可能。

圖7 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機線路運行振動時域數(shù)據(jù)

圖8 外轉(zhuǎn)子風(fēng)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(fēng)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(zhuǎn)子風(fēng)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(yīng)特性基本一致，結(jié)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(zhuǎn)子風(fēng)機的振動響應(yīng)影響較小，因此其振動響應(yīng)基本由其本身的電磁力波激勵所致。

圖9 外轉(zhuǎn)子風(fēng)線路運行和停車運行頻譜特性對比

不難發(fā)現(xiàn)，外轉(zhuǎn)子風(fēng)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(yīng)于外轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子風(fēng)機可等效為一個彈性安裝的雙質(zhì)量振子系統(tǒng)。為了分析該系統(tǒng)模態(tài)特性與激勵以及振動響應(yīng)之間的耦合關(guān)系。圖10給出了外轉(zhuǎn)子風(fēng)機裝車狀態(tài)定子錘擊試驗頻響曲線。由圖10可知，兩風(fēng)機在204 Hz處均存在一個軸向振動模態(tài)，其頻響函數(shù)峰值高達17 m/s2/N。結(jié)合上文的分析可推測外轉(zhuǎn)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(tài)存在極大的耦合共振的風(fēng)險。

圖10 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機裝車狀態(tài)定子軸向錘擊試驗頻響曲線

3 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機故障機理分析

對于外轉(zhuǎn)子風(fēng)機，致使其內(nèi)部碟形彈簧等部件過度磨損的主要原因為風(fēng)機轉(zhuǎn)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(zhuǎn)子風(fēng)機的振動響應(yīng)影響較小，因此該外轉(zhuǎn)子風(fēng)機在彈性安裝情況下軸向振動模態(tài)與第4階電磁力波及電流諧波電磁激勵耦合共振為風(fēng)機產(chǎn)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(fēng)機外轉(zhuǎn)子軸承進行變頻提速試驗，風(fēng)機定子振動加速度隨轉(zhuǎn)速的變化曲線如圖11所示。由圖11可知，隨著轉(zhuǎn)速的增加，風(fēng)機定子會出現(xiàn)數(shù)個振動峰值，這主要是由于風(fēng)機振子系統(tǒng)軸向模態(tài)與風(fēng)機電磁力波耦合共振，造成風(fēng)機振動劇烈放大。

圖11 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機變頻試驗軸向加速度隨轉(zhuǎn)速的變化曲線

圖12、圖13和圖14分別為外轉(zhuǎn)子風(fēng)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(fēng)機振動量級最大的階次為第4階和第4.5階，對應(yīng)頻率激勵為外轉(zhuǎn)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(zhì)量振系統(tǒng)164 Hz與184 Hz(轉(zhuǎn)子軸向振動為主模態(tài))軸向振動模態(tài)在相應(yīng)轉(zhuǎn)速工況發(fā)生耦合共振，其中外轉(zhuǎn)子風(fēng)機裝車情況204 Hz處的定轉(zhuǎn)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(yīng)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(fēng)機軸向振動模態(tài)的共振區(qū)間。綜上，結(jié)合風(fēng)機的現(xiàn)場故障痕跡及結(jié)構(gòu)特性，可判定外裝子風(fēng)機裝車運行情況下軸承的故障機理為，風(fēng)機轉(zhuǎn)子軸向振動模態(tài)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(dǎo)致外轉(zhuǎn)子風(fēng)機轉(zhuǎn)子與定子軸承內(nèi)圈間產(chǎn)生劇烈的軸向相對振動，從而引起轉(zhuǎn)子軸與軸承內(nèi)圈及碟形彈簧間、碟形彈簧與軸承端面間、碟形彈簧與卡環(huán)間產(chǎn)生軸向和圓周方向的相對滑移，繼而引發(fā)各部件過度磨損松動，最終導(dǎo)致風(fēng)機出現(xiàn)異音、卡阻等機械故障表現(xiàn)。

圖13 外轉(zhuǎn)子臺架變頻試驗振動加速度階次曲線

圖14 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機臺架安裝錘擊試驗頻譜曲線

4 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機故障復(fù)現(xiàn)方法研究

對于本文所研究的外轉(zhuǎn)子風(fēng)機，由于其振動特性與變流器柜體風(fēng)機安裝支座的彈性及模態(tài)特性有關(guān)，采用GB/T 21563—2018《軌道交通機車車輛設(shè)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(zhuǎn)子風(fēng)機準確在致使其故障的特定振動形態(tài)下運轉(zhuǎn)，因此往往無法復(fù)現(xiàn)風(fēng)機的故障。在此，筆者結(jié)合對風(fēng)機故障機理的分析，制定了對該外轉(zhuǎn)子風(fēng)機的故障復(fù)現(xiàn)方法，并基于該方法成功復(fù)現(xiàn)了該外轉(zhuǎn)子風(fēng)機快速磨損的故障，具體流程如圖15所示。由故障復(fù)現(xiàn)流程圖，該外轉(zhuǎn)子風(fēng)機故障復(fù)現(xiàn)方法可描述為如下：

圖15 故障復(fù)現(xiàn)試驗方法

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

步驟2故障風(fēng)機裝車頻響及模態(tài)特性試驗，獲取風(fēng)機在裝車情況下軸向振動的模態(tài)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(fēng)機故障的原因。

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

步驟4風(fēng)機振動故障機理分析，根據(jù)步驟2和步驟3的分析，定位出風(fēng)機故障的原因，確定風(fēng)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(fēng)機振動特性分析，與步驟4結(jié)合，定位并復(fù)現(xiàn)風(fēng)機的故障振動形態(tài)，用于確定風(fēng)機故障復(fù)現(xiàn)試驗的加載方式。

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

本文制定的振動故障復(fù)現(xiàn)方法主要是針對基于采用IEC 61373—1999《鐵道車輛設(shè)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(shè)定頻譜以便完成復(fù)現(xiàn)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(fēng)機進行了5 h的振動故障復(fù)現(xiàn)試驗，成功復(fù)現(xiàn)風(fēng)機過度磨損故障，其中試驗現(xiàn)場及試驗后拆解風(fēng)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(fēng)機同樣出現(xiàn)明顯的掉粉及碟形彈簧磨損現(xiàn)象，兩者故障表現(xiàn)形式完全一致。

圖16 外轉(zhuǎn)子風(fēng)機振動臺故障復(fù)現(xiàn)試驗

5 彈性雙質(zhì)量振子系統(tǒng)振動特性及關(guān)鍵參數(shù)分析

為了研究外轉(zhuǎn)子風(fēng)機關(guān)鍵參數(shù)對系統(tǒng)軸向振動特性的影響，尋求減小風(fēng)機定子與轉(zhuǎn)子間相對振動的參數(shù)優(yōu)化設(shè)計方法，本章采用上文所建立的雙質(zhì)量振子系統(tǒng)解析模型對風(fēng)機進行關(guān)鍵參數(shù)影響規(guī)律分析。

圖17為碟形彈簧、前后軸承的軸向總剛度k1對風(fēng)機安裝梁的位移振幅v和定、轉(zhuǎn)子間的相對位移振幅du的影響規(guī)律。由圖17可知，k1越大，系統(tǒng)各階共振峰往高頻移動，其亞共振區(qū)的位移減小而過共振區(qū)的位移響應(yīng)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(zhuǎn)子間相對振動及減小風(fēng)機傳遞給基礎(chǔ)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(fēng)機主要階次電磁力波頻率區(qū)間(0～400 Hz)內(nèi)，k1越大，梁位移頻響曲線各共振峰的亞共振區(qū)和過共振區(qū)幅值變小，定、轉(zhuǎn)子相對振動位移頻響曲線共振峰峰值越小，其亞共振區(qū)幅值越小，而過共振區(qū)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(zhuǎn)子風(fēng)機在啟停過程中，定、轉(zhuǎn)子間的相對振動以及其對彈性安裝基礎(chǔ)的激勵。

圖17 k1對外轉(zhuǎn)子風(fēng)機雙質(zhì)量振子系統(tǒng)振動特性的影響

圖18為不同定子支撐結(jié)構(gòu)剛度k2下，風(fēng)機安裝梁的位移振幅v和定、轉(zhuǎn)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(tǒng)各階共振峰往高頻移動，共振峰峰值變大，其亞共振區(qū)的位移響應(yīng)減小，而過共振區(qū)的位移響應(yīng)增大，相對而言，系統(tǒng)過共振區(qū)位移頻響小于亞共振區(qū)的位移頻響幅值，因此在進行減振設(shè)計時，對于特定轉(zhuǎn)速的外轉(zhuǎn)子風(fēng)機，使其主要階次力波落在各共振峰的過共振區(qū)有利于風(fēng)機的減小傳遞給基礎(chǔ)的激勵，考慮到風(fēng)機支撐結(jié)構(gòu)本身的強度要求，可考慮使用加裝隔振器的方式實現(xiàn)。由圖18(b)可知，k2對定轉(zhuǎn)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(fēng)機主要電磁力波激勵盡量落在反共振勢阱內(nèi)可極大減小定、轉(zhuǎn)子間的相對振動提高外轉(zhuǎn)子風(fēng)機的振動可靠性，其最有力的控制方式為通過風(fēng)機支撐結(jié)構(gòu)與安裝梁之間增加隔振器進行優(yōu)化設(shè)計。

圖18 k2對外轉(zhuǎn)子風(fēng)機雙質(zhì)量振子系統(tǒng)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(fēng)機安裝梁的位移振幅v和定、轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)子間的固結(jié)和黏著效應(yīng)變得非常明顯，此時增大c1，系統(tǒng)全頻段的位移頻響曲線皆迅速減小。

圖19 c1對外轉(zhuǎn)子風(fēng)機雙質(zhì)量振子系統(tǒng)振動特性的影響

圖20為不同定子支撐結(jié)構(gòu)阻尼c2下，風(fēng)機安裝梁的位移振幅v和定、轉(zhuǎn)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(tǒng)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(zhuǎn)子間的相對振動的減振設(shè)計不利，因此在進行設(shè)計時要根據(jù)激勵和系統(tǒng)的振動響應(yīng)特性進行權(quán)衡。

圖20 c2對外轉(zhuǎn)子風(fēng)機雙質(zhì)量振子系統(tǒng)振動特性的影響

圖21為不同安裝梁彈性下，風(fēng)機安裝梁本身的位移振幅v和定、轉(zhuǎn)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(tài)亞共振區(qū)，梁彈性越大，其位移頻響幅值越大；在梁一階模態(tài)與定、轉(zhuǎn)子同向振動模態(tài)頻率區(qū)間，梁彈性越大，其位移頻響幅值越小；在定、轉(zhuǎn)子同向振動模態(tài)與定、轉(zhuǎn)子反向振動頻率區(qū)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(qū)間的影響較大，總體而言，梁彈性越大，反共振勢阱的頻率區(qū)間越往高頻移動，在進行結(jié)構(gòu)設(shè)計時，可通過合理設(shè)計安裝梁的彈性，使風(fēng)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(zhuǎn)子風(fēng)機雙質(zhì)量振子系統(tǒng)振動特性的影響

6 結(jié) 論

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

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

(2)提出了一套針對外轉(zhuǎn)子風(fēng)機的故障復(fù)現(xiàn)方法，并基于該方法成功復(fù)現(xiàn)了該外轉(zhuǎn)子風(fēng)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(zhuǎn)子風(fēng)機同類早期故障的相關(guān)經(jīng)驗認識。

(3)提出了一種用于計算和預(yù)測外轉(zhuǎn)子風(fēng)機在安裝條件下軸向振動特性的雙質(zhì)量振子系統(tǒng)模型，并推導(dǎo)了模型的解析解。

(4)通過對風(fēng)機動力學(xué)模型的參數(shù)分析可知，在進行整個系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計時，可通過優(yōu)化風(fēng)機與安裝結(jié)構(gòu)間的連接剛度和安裝結(jié)構(gòu)本身剛度，使風(fēng)機主要激振力波落在定、轉(zhuǎn)子間的相對位移振幅的反共振勢阱，同時取適當?shù)娘L(fēng)機與安裝結(jié)構(gòu)間及其自身定、轉(zhuǎn)子間的阻尼和剛度，可有效減小定轉(zhuǎn)子間的相對振動及風(fēng)機傳遞給安裝基礎(chǔ)的激勵，提高風(fēng)機運行可靠性和車輛的乘坐舒適性。