丁 杰, 殷仁述, 熊 英, 付 霞

(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)

鐵路運輸正在向貨運重載化和客運高速化方向發(fā)展[1]，與此同時，受地形、氣候和線路老化等因素影響，電力機車的運行環(huán)境非常惡劣，振動已成為車載設備失效的重要環(huán)境因素之一，引起了人們的高度關注。

David T[2]從鐵路系統(tǒng)的振動噪聲產生機理入手，開展仿真建模與優(yōu)化控制。楊云帆等[3]針對某型號電力機車開展車輪非圓化磨耗測試，解釋了17階和24階非圓化磨耗是導致輪對異常振動報警的根本原因。雷成等[4]基于機車的動力學仿真模型分析車輛低頻橫向晃動的原因，并提出整改措施。王自超等[5]建立的重載機車動力學模型中考慮了齒輪時變嚙合剛度與軌道不平順性激勵的影響。丁杰等[6-7]針對電力機車和地鐵車輛在實際線路運行條件下的振動特性，指出實際線路測試的必要性。王永勝等[8]結合現場振動測試與仿真分析，對某型號電力機車牽引變流器的控制箱進行減振優(yōu)化設計，有效解決振動過大的問題。

牽引變流器作為電力機車的牽引裝置，其振動環(huán)境復雜。以株洲—貴陽路段運行的HXD1 1342號電力機車為測試對象，開展實際線路運行的振動測試，獲得軸箱、車體、地板梁、牽引變流器柜腳以及牽引變流器主要部件在不同工況下的時域和頻域振動特性，為解決產品振動失效問題提供數據基礎。

1 振動測點布置和測試工況

根據現場應用反饋，目前HXD1型電力機車線路運行條件下的車載設備故障率較高。為真實掌握車載設備的振動水平，以HXD1 1342號電力機車為測試對象，載重4 292 t，途徑株洲—懷化—貴陽線路，采用B&K振動噪聲數據采集系統(tǒng)開展了運行測試?？紤]到全程860 km和持續(xù)32 h的測試數據量很大，測試頻率選擇1 600 Hz。

圖1為HXD1型電力機車設備布局圖和牽引變流器的結構示意圖，牽引變流器位于電力機車的中部，柜體采用框架承載結構，逆變器1～4和整流器1～4采用幾何結構完全相同的功率模塊，通過變流控制程序實現逆變和整流功能。

圖1 HXD1型電力機車和牽引變流器的結構

振動測點處布置三向加速度傳感器，其中，縱向、橫向和垂向分別對應車體的長度、寬度和高度方向。測點1～測點4分別位于軸箱、門下方的車體、牽引變流器柜體右下角的地板梁、牽引變流器柜體右腳，測點5～測點7分別位于牽引變流器內部的換熱器風機、傳動控制箱(傳動控制單元1)和功率模塊(逆變器1)等部件，如圖2所示。

圖2 振動測點布置

為便于測試工況的描述，考慮到電力機車的大部分時間勻速運行速度為73 km/h，將其稱為勻速工況；運行速度為76 km/h時，振動較為劇烈，將其稱為惡劣工況；電力機車停車但設備啟動的工況稱為待車工況。

2 振動時域分析

2.1 不同工況的振動有效值對比

振動加速度的有效值可以反映高頻時的振動強度，為分析工況變化對電力機車各部件振動性能的影響，表1是待車工況、勻速工況和惡劣工況下的振動有效值對比，分析頻段為0～1 600 Hz?？芍孩賹τ谳S箱，待車工況幾乎不振動，當具有行車速度時振動顯著增加；垂向振動為縱向振動1.5～2.5倍，為橫向振動3～4倍；隨著工況惡劣變化，垂向振動增加近30%，振動有效值最大為16.30 m/s2，縱向和橫向變化不明顯。②對于車體，隨著工況惡劣變化，振動有效值均有一定程度增加，且車體橫向振動略強于縱向，強于垂向，振動有效值最大為0.45 m/s2；軸箱振動在具有行車速度時明顯強于車體，但在待車工況下振動有效值低于車體，說明待車工況軸箱的振動是從車體內部傳遞過來的。③對于地板梁，隨著工況惡劣變化，振動水平有一定加強，勻速工況振動為待車工況振動的2.5～4倍，惡劣工況為待車工況振動的3.5～5倍，振動有效值最大為惡劣工況垂向(0.95 m/s2)。④對于牽引變流器柜腳，惡劣工況時垂向和橫向振動略強于勻速工況，為待車工況振動的1.5～4倍，振動有效值最大為垂向(0.50 m/s2)；地板梁振動在勻速和惡劣工況下為牽引變流器柜腳振動的1.5～2倍，待車工況下地板梁和牽引變流器柜腳振動水平相當，說明牽引變流器柜腳和地板梁目前采用的T型螺桿連接方式在電力機車運行狀態(tài)下，對地板梁傳遞過來的振動有一定減振效果。⑤對于換熱器風機，垂向和縱向不同工況振動水平差別不大，橫向振動隨工況惡劣有明顯提高，振動有效值最大為惡劣工況橫向(2.23 m/s2)。⑥對于傳動控制箱，勻速工況振動約為待車工況的2～3倍，惡劣工況振動比勻速工況約提高10%，振動有效值最大為惡劣工況橫向(0.75 m/s2)。⑦對于功率模塊，勻速工況振動為待車工況的4.5～9倍，惡劣工況為待車工況的4.5～10倍，振動有效值最大為模塊垂向(1.60 m/s2)。

表1 不同工況的振動有效值對比 m/s2

2.2 測試值與標準值對比分析

GB/T 21563—2018《軌道交通 機車車輛設備 沖擊和振動試驗》基于IEC 61373標準的1999版和2010版修改采用。標準根據設備在車上的安裝位置分為1類A級車體直接安裝、1類B級車體直接安裝的柜體內部安裝、2類轉向架安裝和3類車軸安裝，功能性隨機振動試驗的量級由問卷調查得到的加速度平均量級和標準偏差進行計算，頻率范圍由設備質量來確定。由此可知，測點1屬于3類，推薦頻率范圍為10～200 Hz；測點2～4屬于1類A級，推薦頻率范圍為2～60 Hz；測點5～7屬于1類B級，推薦頻率范圍為5～150 Hz。

表2為推薦頻率范圍下勻速工況和惡劣工況的振動有效值，以及不同類別設備允許承受的振動加速度標準值。結合表1進行對比分析，可知：①對于軸箱，其振動水平遠大于車體，說明輪軌作用是電力機車最主要的振動來源，且一系、二系彈簧減隔振作用明顯；垂向振動約為縱向振動1.5倍，約為橫向振動3倍，且低頻段有效值略微低于全頻段有效值10%，軸箱應以低頻振動為主。②對于車體，低頻段振動有效值均一定程度上小于全頻段，說明車體在推薦頻率范圍之外存在較大的振動。③對于地板梁，全頻段振動有效值為低頻段振動有效值的2～4倍，勻速工況時全頻段振動最大為垂向(0.76 m/s2)，低頻段時振動最大為縱向(0.29 m/s2)。④對于牽引變流器柜腳，全頻段振動有效值為低頻段振動的1.5～2倍，勻速工況時全頻段振動最大方向為垂向(0.45 m/s2)，低頻段時振動最大方向為縱向(0.23 m/s2)。⑤對于換熱器風機，全頻段振動為低頻段振動有效值的1.5～2.5倍，待車工況下的垂向振動強于縱向和橫向，勻速工況和惡劣工況下的橫向振動強于垂向和縱向。⑥對于傳動控制箱，全頻段振動較低頻段提高30%～50%，且橫向振動在全頻段和低頻段時均強于垂向和縱向。⑦對于功率模塊，全頻段有效值明顯高于低頻段，尤其是垂向全頻段振動約為低頻段4倍，全頻段時垂向振動最強，在低頻段時橫向振動略強于垂向和縱向。⑧軸箱、車體、地板梁、牽引變流器柜腳和功率模塊等設備在勻速工況和惡劣工況下的振動沒有超出標準值；勻速工況下，換熱器風機橫向振動超標59.68%，傳動控制箱橫向振動超標15.56%；惡劣工況下，換熱器風機橫向振動超標67.44%，傳動控制箱橫向振動超標30.97%，功率模塊橫向和傳動控制箱縱向振動有效值與標準值接近(20%以內)。

表2 推薦頻率范圍下的不同工況振動有效值對比 m/s2

3 振動頻域分析

3.1 軸箱和車體的振動頻域分析

針對部分測點全頻段振動有效值大于推薦頻率范圍振動有效值的情況，說明該測點在中高頻具有較大的振動，需要結合振動頻譜開展進一步分析。本節(jié)針對軸箱在待車工況和勻速工況的振動數據進行頻譜分析，探究車體在靜止和行車狀態(tài)下的頻譜特征。

圖3為待車工況和勻速工況的軸箱振動頻譜。

由圖3(a)可以看出：①軸箱振動集中在0～250 Hz頻段，以50、100、150、200 Hz等電源頻率倍頻為主，尤其是軸箱橫向振動表現出的特征非常明顯，這是由于待車工況下的軸箱振動來自車體的傳遞，而車體的振動主要受底部主變壓器在諧波電流激勵下產生交變的電磁激勵(如磁致伸縮力和洛倫茲力等)影響[9]。②軸箱垂向和縱向除電磁激勵作用外，低頻部分存在23、46、54、58、79、108 Hz等頻率，考慮到牽引變流器內部存在換熱器風機(轉速3 390 r/min，轉頻56.5 Hz)和斬波器風機等，機械間內存在牽引風機(電機頻率60 Hz，轉速3 530 r/min，轉頻58.8 Hz)和水冷設備，這些頻率成分與風機轉頻及倍頻等氣動激勵和水冷設備有關，但由于風機質量小，對軸箱等激勵作用有限。

由圖3(b)可以看出：①勻速工況下軸箱振動仍然以0～250 Hz頻率范圍的低頻為主，除了50、100和200 Hz等電磁激勵頻率外，出現95 Hz為主的激勵作用，且頻段分布較待車工況更加密集，呈現寬頻帶特征，如30～80 Hz、100～150 Hz、180～250 Hz等頻段幾乎每隔幾Hz就出現一個峰值。②低頻段除了受電磁激勵和風機等氣動激勵微小作用外，由于輪對磨損失圓，仍會引起軸箱的低階振動[3]，如34、95 Hz等。③存在551 Hz的高階激勵，且對橫向激勵作用強于垂向和縱向，根據HXD1型電力機車的傳動比106/17，車輪直徑1.25 m，由此可知551 Hz頻率主要由齒輪嚙合傳動引起[10]。

圖3 不同工況下的軸箱振動頻譜

由軸箱和車體的振動加速度，可以計算出勻速工況下垂向、縱向和橫向的振動傳遞率分別為33.7、27.9、22.2，惡劣工況下垂向、縱向和橫向的振動傳遞率分別為34.2、23.5、19.8。表明軸箱振動經一系、二系彈簧減振后振動明顯減弱，不同工況下的垂向振動傳遞率變化不大，但縱向和橫向的振動傳遞率因工況惡劣變化而降低，振動傳遞性能變差。

圖4所示的傳遞函數分析以軸箱振動為基礎，從頻域角度分析振動傳遞特性?？梢钥闯觯捍瓜蛘駝拥膫鬟f僅局限在2、6 Hz這樣的低頻，20 Hz以上頻率幾乎被抑制；縱向振動在1、7、13 Hz有一定的振動傳遞，其余頻率振動傳遞很微??；橫向振動僅在微小的低頻段有振動傳遞。

圖4 傳遞函數分析

3.2 地板梁及牽引變流器柜腳的振動頻域分析

針對待車工況下地板梁和牽引變流器柜腳進行振動頻譜分析，結果如圖5所示?？梢钥闯觯孩俅嚬r的激勵以電磁激勵為主，表現為50 Hz的倍頻，如100、200、300、1 000 Hz等成分。②在0～100 Hz低頻部分，除了50 Hz電源頻率外，存在27、54、56、58、68、74、78、86 Hz等頻率成分，考慮到換熱器風機額定轉頻為56.5 Hz，牽引風機轉頻58.8 Hz，機械間存在水冷設備等，這些低頻成分可能為風機及水冷設備引起，但激勵作用微小。③在250～300 Hz頻段，存在244、257、264、286 Hz等頻率成分，多與風機及牽引電機倍頻相近，推測為風機氣動激勵所致。

圖5 待車工況下地板梁及牽引變流器柜腳振動頻譜

圖6為勻速工況下地板梁和牽引變流器柜腳的振動頻譜。

圖6 勻速工況下地板梁及牽引變流器柜腳振動頻譜

由圖6(a)可以看出：①電力機車勻速運行工況下，仍以電磁激勵為主，且激勵幅值較待車工況下明顯增強。②在0～100 Hz低頻段，頻譜分布較待車工況下明顯密集，峰值頻率包括0～10 Hz范圍內低頻，以及15、18、34、44、53、72、77、83、88 Hz等頻率。③對比軸箱頻譜結果及傳遞特性，0～10 Hz低頻段為軸箱振動傳遞所致，34 Hz與輪對失圓有關。

由圖6(b)可以看出：①牽引變流器柜腳的頻譜分布規(guī)律和地板梁類似，在200 Hz以上以電磁激勵作用為主。②低頻段分布密集，存在0～20 Hz低頻，以及34、44、55、72、77、83、88、94 Hz等峰值頻率。

3.3 牽引變流器的部件振動頻域分析

為了解牽引變流器內部各部件的振動特性，針對牽引變流器內部的功率模塊、傳動控制箱和換熱器風機等部件進行振動頻域分析。

圖7為待車工況下的換熱器風機、傳動控制箱和功率模塊振動頻譜?？梢钥闯觯孩賹τ诖嚬r，換熱器風機振動幅值最大，傳動控制箱次之，功率模塊的振動最弱。②對于換熱器風機，振動集中于0～300 Hz和600 Hz周圍，且低頻段峰值頻率分布密集，除電源倍頻100 Hz外，主要受風機轉頻和氣動激勵作用，特征頻率包括56、65、76、83、120、166、194、262、270、286 Hz等作用，在1 100～1 600 Hz頻段存在多個峰值頻率且分布密集，主要受電磁激勵作用。③對于傳動控制箱，頻譜分布較為規(guī)律，主要集中在100、600、800 Hz周圍，表現為100、572、590、600、779、786、798 Hz等特征頻率，且受風機影響導致低頻部分存在58、261、266、288 Hz等頻率成分。④對于功率模塊，振動幅值較小，受風機影響存在0～100 Hz密集頻率和286 Hz等頻率成分，且受電磁激勵作用存在100、200、600 Hz等頻率，受傳動控制箱影響，存在786、798 Hz等激勵頻率。

圖7 待車工況下的牽引變流器部件振動頻譜

圖8為勻速工況下的換熱器風機、傳動控制箱和功率模塊振動頻譜，惡劣工況的頻譜特征與之基本相似，故未列出。由圖8可以看出：①對比待車工況頻譜結果，電力機車運行工況下的頻譜分布復雜且幅值增大，在低頻段分布更加密集，存在15、34 Hz等待車工況不存在的頻率，為車體底部傳遞過來的激勵。②對于換熱器風機振動，主要集中于0～100 Hz低頻段以及600 Hz和100 Hz的電磁激勵頻率，低頻段的峰值頻率為15、34、56、66、72、76、83 Hz等頻率，在100～300 Hz頻段存在120、166、194、244、263、271、286、326等頻率作用，在1 000～1 600 Hz頻段的峰值頻率較密集，考慮主要是電磁激勵引起。③對于傳動控制箱振動，主要集中于0～100 Hz低頻和800 Hz電磁激勵頻率周圍，低頻段的峰值頻率為15、34、45、55、72 Hz，在800 Hz附近峰值頻率為777、785、797 Hz等頻率，另外還存在286、414、589 Hz等頻率，這些頻率主要受車體振動傳遞、電磁激勵和風機激勵等作用。④對于功率模塊振動，主要受電磁激勵影響，且振動幅值較待車工況明顯增強，這是因為功率模塊在待車工況下未輸出牽引功率，而在勻速工況下利用IGBT器件的開關作用向牽引電機輸出很大的牽引功率，電磁激勵頻率主要包括800、900、1 000、1 100、1 500、1 550 Hz等頻率，其中900 Hz頻率處的振動最大，與功率模塊中的IGBT器件開關頻率450 Hz的2倍頻有關，這是由于功率模塊內部集成了電容，電容極板在交流條件下工作會產生交變電磁力，從而引起電容的振動，進而傳遞至功率模塊以及牽引變流器柜體和其他安裝部件(如傳動控制箱在900 Hz頻率處的振動較大)[11]；功率模塊在低頻段受風機振動和車體振動傳遞作用，主要峰值頻率有15、34、45、55、72 Hz，除此還存在414、827、1 242、1 562 Hz等頻率成分。

圖8 勻速工況下的牽引變流器部件振動頻譜

3.4 牽引變流器的模態(tài)分析

從前面的分析可知，換熱器風機在低頻段的振動幅值大且峰值頻率分布密集。為了解換熱器風機在牽引變流器柜體中的固有頻率特性，針對牽引變流器建立有限元模型進行模態(tài)分析。網格尺寸設置為5 mm，鈑金件制作的結構件劃分成以四邊形為主、極少數為三角形的殼單元，其余部件劃分成以六面體為主、極少數為五面體的體單元，焊縫和螺栓連接采用剛性單元進行簡化處理，牽引變流器底部安裝孔設置為約束。

從模態(tài)分析結果可知，由于牽引變流器柜體的柜門和壁板面積大，低階固有頻率對應的模態(tài)振型主要出現在剛度小的柜門和壁板上。圖9為牽引變流器第42階固有頻率(43.7 Hz)的模態(tài)振型，換熱器風機采用側向安裝的方式，一階彎曲模態(tài)表現為橫向的跳動，在輪對傳遞至車體和牽引變流器的激勵，以及牽引變流器內部激勵源的作用下，容易造成換熱器風機橫向振動超標。傳動控制箱依靠法蘭沿橫向安裝在柜體上，其安裝方式容易引起傳動控制箱的橫向振動超標[8]。在后續(xù)的減振設計中，需要結合線路振動測試的特性以及牽引變流器的結構特征進行綜合考慮。

圖9 牽引變流器的模態(tài)振型

4 結論

(1)軸箱在待車工況下的振動主要受車體底部主變壓器電磁激勵作用，表現峰值頻率為電源倍頻；運行狀態(tài)下的振動遠高于待車工況，且隨著工況惡劣變化而加劇，垂向振動強于縱向和橫向，頻譜密集且以低頻為主。

(2)牽引變流器工作環(huán)境復雜，主要振源包括車體底部主變壓器電磁激勵、風機轉頻激勵、輪軌傳遞的低頻振動以及牽引變流器內部各部件間的振動等。

(3)換熱器風機的振動受風機轉頻及其倍頻作用、車體振動傳遞以及電磁激勵等影響，安裝基礎的固有頻率較低，導致勻速工況和惡劣工況下的橫向振動分別超標59.68%和67.44%；傳動控制箱的振動受車體振動傳遞、電磁激勵和風機激勵等作用，勻速工況和惡劣工況下的橫向振動分別超標15.56%和30.97%；功率模塊的振動受電容電磁振動、風機振動和車體振動傳遞等作用，頻譜峰值出現在IGBT器件開關頻率的2倍頻。實際線路振動測試可為解決車載設備振動失效問題提供指導。