磁浮车辆辅助变流器的风机轴承振动失效分析

丁 杰，尹 亮，杨小高

（湖南文理学院 机械工程学院，湖南 常德 415000）

磁浮列车作为一种新型轨道交通工具，利用同性相斥、异性相吸的原理，使车体完全脱离轨道而悬空行驶，具有乘坐舒适、安全性高、占地少、选线灵活等优点，具有良好的发展前景[1–3]。为了有效降低能耗，磁浮列车的车体和安装设备采用结构轻量化设计，尽可能选用效率高、结构紧凑和重量轻的零部件，并须确保车底设备的质量均匀分配。

外转子风机具有效率高、结构紧凑、重量轻和噪声低等优点，作为散热风机已较为广泛地应用在轨道交通装备领域。然而由于外转子风机的转子与定子之间采用间隙配合方式，振动激励下容易出现轴承故障，严重影响产品的可靠性。根据故障的形成机理，外转子风机的轴承故障可分为电腐蚀故障和机械激励故障，前者因轴承轴电流导致轴承局部熔融，可以借鉴仿真分析方法和已有的工程经验进行改进[4–6]，后者因风机本身或外部环境的振动载荷导致轴承磨损。由于风机结构、安装环境和载荷条件的复杂性，风机轴承故障的分析与解决值得引起人们的关注。

由于外转子风机特殊的定转子配合方式，相关研究较少。风机轴承故障分析中，主要针对故障信号的非平稳、非线性等特点，应用不同的方法进行故障信号的特征提取。潘作为等[7]针对包络分析中的滤波频带参数对轴承故障诊断分析结果影响大的问题，提出复数小波分解与快速包络相结合的分析方法。齐咏生等[8]考虑到风机轴承振动信号的非线性和非稳定性，提出聚合经验模态分解和能量算子解调的算法，为风机轴承故障的监测诊断提供支持。张俊等[9]针对风机滚动轴承的微弱故障信号易被强背景噪声掩盖的特点，提出结合变分模态分解和最大相关翘度解卷积的故障诊断方法。为了探究外转子风机的故障机理，需要掌握风机在运行状态下的激励和振动特性。刘锋等[10]根据转子系统的刚度特性，分析了复杂工况导致转子系统径向扰动时的振动特性。谢颖等[11]基于有限元法计算电机瞬态电磁场，计算电磁力波并分析其时域和频域特性，还开展了端环断裂这一类异常情况对电机电磁性能与电磁振动的影响研究[12]。王晓远等[13]通过建立电机的电磁、结构和噪声有限元模型，计算并得到永磁同步电机的电磁激振力与振动噪声特性。

本文以某磁浮列车辅助变流器的外转子风机为研究对象，针对风机轴承故障问题进行风机装车线路运行和试验台架安装运行的振动测试和频响测试，揭示风机轴承快速失效的原因，并提出实验室复现故障以及整改的方案，为解决外转子风机弹性安装的这一类双质量振子系统振动故障问题提供指导。

1 风机装车线路运行的测试及分析

1.1 风机故障及测试方案

某磁浮列车采用3节编组，两端为MC1车，中间为M车，每车下方均安装了一台辅助变流器。辅助变流器底部安装了4 台用于冷却的外转子风机，依次编号为风机1至风机4，如图1所示。磁浮列车上线运行几个月后发现辅助变流器的风机出现较大规模的轴承快速失效问题，故障主要表现为风机转子轴与轴承内圈、轴承碟形弹簧、轴承端面的快速磨损，其使用寿命远低于本身的设计寿命，严重影响到辅助变流器的可靠运行和磁浮列车的行车安全。

图1 辅助变流器的结构示意图

为了分析风机轴承短期内快速失效的原因，采用B&K 3053B 振动噪声测试系统开展了实际线路运行的振动测试。根据风机在辅助变流器中的位置及结构特点，在头车（MC1车）和中间车（M车）的辅助变流器风机轴承底座中部均布置了B&K 4535B三向加速度传感器。由于风机转速在车辆运行时是相对稳定的，测试最大频率取6.4 kHz，该频率值可以满足大多数工程应用的需要。测试工况分为起浮、线路运行和停车运行3种。

1.2 振动特性分析

图2为起浮过程的垂向加速度曲线和M车风机4的振动加速度频率-时间-幅值色谱图，其余工况的结果未列出。通过三种测试工况的振动加速度时间历程曲线对比，可知：

图2 起浮工况的垂向加速度曲线和色谱图

(1)M车的振动加速度有效值大于MC1车；

(2)3个方向的振动中，垂向的振动最大；

(3)3 种工况下，风机的振动加速度不存在明显的幅值及频率的改变，风机运行平稳，没有因线路工况突变产生的振动突变或放大现象，振动加速度有效值基本相等，线路激励对风机振动的影响非常有限；

(4)M车中，振动有效值从大到小的顺序为风机4、风机2、风机3和风机1，而MC1车中，振动有效值从大到小的顺序为风机1、风机3、风机4和风机2。

为了分析各风机的振动特性及振动激励的源头，对风机的加速度频谱曲线进行分析。图3为M车风机2 和风机4 的振动加速度频谱曲线。为便于观察0～1 200 Hz 中低频段的加速度频谱曲线的特征，采用子图方式且纵坐标轴取对数刻度。由图3可知：

图3 不同工况下M车风机2和风机4的加速度频谱曲线

(1)辅助变流器风机振动主要为0～800 Hz的低频振动及5 600 Hz～6 400 Hz 的高阶电流谐波激励所产生的振动；

(2)风机2至风机4在200 Hz左右存在较为密集且幅值较大的峰值；

(3)风机的振动在整个频域内皆存在较为明显对应于电流谐波激励的频率成分（50 Hz的倍频），且高频段尤为显著；

(4)诸多存在明显的对应于内圈、外圈、滚珠和保持架故障的振动信号中，以MC1 车风机2 和风机3的内圈故障特征最为明显，对M车而言，则以风机2的滚珠故障特征最为明显；

(5)各风机基频及与其扇叶通过频率对应的频率成分振动量级相对较小。

1.3 频响函数分析

在装车的情况下，进行了风机的力锤敲击试验。图4为M 车风机2 至风机4 的频响函数曲线，可以看出：

(1)风机2的安装频率为228 Hz；

(2)风机3 的安装频率为184 Hz，在770 Hz 处也出现一个峰值；

(3)风机4 的安装频率为204 Hz，其与4 阶电流谐波（200 Hz）及电磁力波（194 Hz）非常接近，有发生耦合共振的风险；

(4)风机2至风机4的频响函数曲线表现出不同的峰值频率，这与辅助变流器柜体的轻量化设计有关，由于柜体的板材较薄，整体的刚度较小，且不同部位的刚度有差异，例如风机2和风机4的一侧靠近柜体侧板，而风机3的两侧距柜体侧板的距离较远，风机3 安装结构的刚度低于风机2 和风机4 的安装结构刚度，导致风机3 的安装频率偏低，图4中的峰值频率将在后面进行分析讨论。

图4 M车风机2至风机4的频响函数曲线

2 风机台架安装的测试及分析

2.1 振动频谱特性分析

为了进一步验证风机与前面分析出的4阶电流谐波及电磁力波存在耦合共振的可能性，在实验室中开展了台架安装条件下的振动测试。将风机固定于铝合金支架上，轴承底座中部、支架中部、风机安装座布置三向加速度传感器，对风机进行通电变频试验，如图5所示。为了准确获得风机在不同转速下的振动信息，设置最大测试频率为25.6 kHz。为考虑弹片安装方式的影响，测试方案分为原始弹片、拆除弹片和增加弹片3 种。在台架上，还进行了频响函数的测试，在已布置的加速度传感器基础上，风机轴端增加了一个加速度传感器。

图5 台架安装条件下的振动测试

图6为外转子风机系统在不同弹片安装方案下的振动加速度有效值随电机转速变化曲线。由图6可知，随着风机转速的增加，风机会出现数个共振转速工况，此时风机振动将被放大，导致风机轴、轴承内圈、滚珠和外圈四个部位的碰磨剧增。在不同弹片安装方案下，风机振动加速度有效值存在较大的差异。总体而言，刚度越小振动加速度就越小，其最大的差异性体现主要为随着弹片数目的增加风机共振工况数、共振峰值和频率皆随之增加。可见对于特定转速的风机，可通过优化弹片将风机的共振转速移出该转速范围来抑制风机的振动。

图6 不同弹片方案下风机振动加速度随转速工况的变化

2.2 振动阶次分析

为进一步阐明电机共振转速的激励源和主要共振模态，对电机振动信号进行阶次分析。图7为原始方案风机振动加速度频率-转速-幅值色谱图。

图7 原始方案的风机振动加速度频率-转速-幅值色谱图

图8为4 阶次的转速-加速度曲线，其余方案的色谱图和主要阶次的转速-加速度曲线未列出。

图8 不同弹片方案下4阶次振动加速度随转速工况的变化

图9为台架安装情况下风机各测点垂向加速度频响曲线。由这些图可以看出：

图9 台架安装情况下风机各测点垂向加速度频响曲线

(1)3.0、4.0、4.39、5.0为风机振动的主要阶次，分别对应于电机的3.0阶电磁力波、4.0阶电磁力波、轴承内圈故障激励（机械加电磁）、5.0阶电磁力波加风扇激励（叶片通过激励）；

(2)在风机模态频率对应的转速工况，风机存在明显的共振现象，例如：风机3.0 阶次电磁激振力波共振转速工况为2 910 r/min（145 Hz）和3 325 r/min（166 Hz），风机4.0阶次电磁激振力波共振转速工况为2 475 r/min（166 Hz）和2 760 r/min（188 Hz），风机4.39 阶对应内圈故障激励的共振转速工况为2 275

r/min（166 Hz）和2 500 r/min（188 Hz）；

(3)风机5.0 阶电磁激振力波共振转速工况为2 455 r/min（204 Hz）和2 750 r/min（228 Hz），风机垂向加速度频响曲线不存在对应峰值的原因可能为锤击时未激励起该模态，结合风机在装车线路运行时垂向加速度的5 阶成分小于台架试验的情况，其原因可能与风机控制电流有较大关系；

(4)弹片安装情况对风机各阶次的振动存在较大的影响，尤其共振转速工况的转速和幅值的影响特别明显，需重点关注。

3 风机故障的原因分析

通过前面分析得出风机在装车条件下200 Hz附近存在风机本体与激励的多重耦合共振，从而导致轴承快速磨损的结论。下面将从风机的动力学模型角度进行分析。

图10 为外转子风机的结构原理图，基于此，可以建立外转子风机垂向动力学模型，并将其进一步简化为安装于弹性基础上的双振子动力学模型，如图11所示。图11（b）中，m1为第一级振子，其质量为风机转子质量，刚度k1主要由1 号轴承及波形弹片提供；m2为第二级振子，其质量为风机定子质量，刚度k2主要由风机支撑架提供。

图10 外转子风机结构原理图

图11 外转子风机的双质量振子系统

根据振动基本理论[14]可知，外转子风机振子系统最为主要的模态为两振子的同向共振模态及反向共振模态，其正好与风机台架试验频响函数曲线中的166 Hz（相位相同）及188 Hz（相位相反）频响峰值所对应的两个模态，而在装车情况下，风机振子系统则与184 Hz和204 Hz频响峰值相应的模态（安装条件有差异）对应。通过台架试验可以很明显地发现风机的电机在166 Hz 和188 Hz 处存在强烈的电磁力波-电机振子系统的耦合共振，根据动力学类比关系、模态频率耦合及大振动峰值存在的事实，可以基本确定装车情况下，风机振子系统两振子反向振动模态（204 Hz）在额定转速工况（2 900 r/min）下，与风机4 阶电磁力波激励（194 Hz）、4 阶电流谐波激励（200 Hz）以及内圈故障激励加对应的电磁力波激励（214 Hz）之间存在多重耦合的共振行为，并且这种耦合共振行为会随着时间的推移逐步恶化。

总体而言，磁浮辅助变流器风机振子系统的轴承故障衍化的历程可描述为：

(1)风机转子-定子反相振动模态耦合共振，导致转子轴与内圈、波形弹片的碰磨；

(2)磨损程度加大，振动进一步放大，导致轴-内圈-波形弹片-滚珠-外圈碰磨；

(3)轴-内圈-波形弹片-滚珠-外圈碰磨进一步加剧轴承内部故障（滚珠和内圈故障的可能性极大，可由现场反馈的轴承内圈出现大量掉粉的情况佐证，见图12）和异响产生。

图12 外转子风机的轴承掉粉

4 实验室条件下的故障复现

根据轨道交通行业的强制性要求，轨道车辆的安装部件必须经过GB/T 21563－2018《轨道交通机车车辆设备 冲击和振动试验》（等同采用IEC 61373）中规定的长寿命随机振动试验的验证。外转子风机在产品的型式试验中表现正常，然而由于外转子风机的振动特性与辅助变流器柜体风机安装支座的弹性及模态特性有关，在实验室条件下按照标准规定的长寿命随机振动试验，很难使外转子风机在其故障的特定振动形态下运转，因此往往无法复现风机的故障。

为此，提出了结合磁浮列车线路运行的实测载荷谱与产品几何结构的风机故障复现试验方案。具体如下：首先通过列车线路运行的风机振动特性测试，获得风机振动频谱特性与振动响应量级，识别出风机振动过大或异常的情况；然后开展故障风机的频响及模态特性测试，获得风机在装车情况下的轴向振动模态；再开展台架安装下的风机扫频及模态特性测试，获得风机的共振转速、频响函数和模态特性等，对比装车条件下的测试结果，定位故障原因，并确定风机故障复现试验的加载方式；最后参照IEC 61373标准规定的功率谱密度谱型，按照实测载荷谱归纳整理方法[15]确定振动试验台振动试验的功率谱密度幅值，开展振动试验并做好监测工作。

针对该风机的故障复现试验，采用窄带随机谱，上下限频率分别为192 Hz和176 Hz，垂向振动加速度为1 g。经过5 h 的试验，成功复现风机轴承过度磨损的故障，风机轴承和碟形弹簧的故障表现形式与现场完全一致。

5 风机故障的整改方案

为了解决风机短期内快速出现故障的问题，需要避免系统的共振发生。一般而言，避免系统产生共振主要有调整激励规避结构的共振模态及调整结构使其固有频率与激励频率不产生耦合两个途径。对于该风机，在不改变原有风机结构设计及辅助变流器的情况下，可从以下方面开展整改工作：

(1)调整波形弹片的刚度。根据前面的分析可知，改变波形弹片刚度能有效地改变风机第一级振子系统的刚度k1，进而改变风机振子系统的固有频率，从理论分析和测试效果来看，较小的波形弹片刚度更有利于抑制风机定子与转子之间的相对振动。具体操作时，需要结合装车情况下的变频试验来分析，调节刚度后的预紧力大小通过调节卡环高度来实现其预压缩量，该方案的整体实现难度较小，可行性大；

(2)优化辅助变流器的电源，减小输入给风机的200 Hz 电流谐波。从前面的分析可知，风机振子系统两振子反向振动模态与200 Hz 电流谐波几乎完全耦合，该方案能极大减小风机转子轴与内圈之间的相对滑移；

(3)改变风机转速。从前面的分析可知，风机振子系统的共振主要出现在与其固有模态耦合的转速工况，而该型号辅助变流器的风机额定转速工况（2 900 r/min）恰巧与振子系统的模态发生耦合，考虑到对散热的要求，结合前面的分析结果适当提高风机转速，从而避免风机产生耦合共振，该方案需要结合装车情况下的变频试验来分析，且需要改变辅助变流器的电流频率。

经过整改方案的综合评估后，采用了优化辅助变流器的电源方案，增加滤波器，调整辅助变流器的控制参数，使得200 Hz 电流谐波减小，该风机的振动故障最终得以解决。

6 结语

(1)风机定子反相振动模态与风机4 阶电磁力波、4阶电流谐波及轴承内圈故障激励相互耦合产生共振，是导致轴承快速磨损和故障的主要原因；

(2)适当减小波形弹片的刚度、优化辅助变流器电源的特定阶次谐波电流和适当提高风机转速，可以规避风机耦合共振的风险；

(3)进行系统结构设计时，需要考虑风机振动特性与安装结构的特点，减小风机定转子间的相对振动及风机传递给安装基础的激励，从而延长产品的使用寿命。